Bombas Centrifugas_lo Que Usted Necesita_2011

LO QUE USTED NECESITA CONOCER PARA INICIARSE EN EL MUNDO DE LAS BOMBAS CENTRIFUGAS

RECOPILADO POR: JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ (Agosto 2011)

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LO QUE USTED NECESITA CONOCER PARA INICIARSE EN EL MUNDO DE LAS BOMBAS CENTRIFUGAS

RECOPILADO POR: JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ Registrado en el Esc. Dereitos Autorais Minc FBN Biblioteca Nacional Rio de Janeiro-Brasil

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DEDICADO A ANGEL Y AURORA POR SUS 60 AÑOS TRABAJANDO POR HACER REALIDAD SUS SUEÑOS Y ESPERANZAS

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PALABRAS INICIALES Finalmente logre actualizar este libro, el cual está estructurado para “Iniciar en el mundo de las bombas centrífugas” aplicadas fundamentalmente en la Industria Petrolera a los profesionales interesados en la materia, pero que sin embargo no están especializados en equipos dinámicos. Fue pensado para orientar en el tema de las bombas centrífugas a ingenieros de producción, de petróleo, de procesos, de infraestructura, de mantenimiento y otros profesionales no especializados en equipos dinámicos. El libro fue escrito en un lenguaje simple y sin grandes complicaciones numéricas para simplificar la comprensión y no asustar a los interesados. Al mismo tiempo lo considero una herramienta de referencia válida porque comprende una amplia revisión bibliográfica complementada con vivencias profesionales, tanto así que Yo mismo lo tengo siempre conmigo y lo utilizo con frecuencia. Algunos usuarios lo encuentran simple y coloquial, mas no está dirigido a profesionales como Daniel González, Juan Márquez o Juan Bordón mis compañeros de siempre en los equipos rotativos o a gigantes en el tema de bombas aplicadas a la Industria Petrolera como lo son Jesús Peña en España o Achilles Silva Júnior aquí en el Brasil. En esta actualización se profundizó en tomar los puntos relevantes de las dos normas más usadas en la industria Petrolera para fabricar las bombas centrífugas la norma API 610/ISO 13709 “Centrifugal Pumps for Petroleum, Petrochemical and Natural Gas Industries, en este caso la 11ava edición del 2010 y la norma ASME B73.1 “Specification for Horizontal End Suction Centrifugal Pumps For Chemical Process” 2001. Se realizaron comparaciones para destacar las diferencias de cada una de estas normas, así como las ventajas y desventajas de aplicar una u otra especificación. La compilación de los temas de cavitación y de lubricación fue bastante trabajada con la intención de mejorar la comprensión del contenido, así como los temas de flujo mínimo y de aplicación de las leyes de afinidad para ajustar el diámetro de los impulsores. De hecho existe bastante información sobre esos temas pero está dispersa y contenida en material bibliográfico específico no siempre disponible y accesible. En referencia a los sellos mecánicos recopile algunos autores que analizaron la norma API 682/ISO 21049 “Pumps-Shaft Sealing Systems for Centrifugal and Rotary Pumps” 3ra Edición, como es el caso de Michael HUEBNER. El libro quiero que lo puedan tener en su “Tablet” o “pendrive”, siempre a mano para consultarlo cuando lo necesiten, por esta razón lo presento en PDF para facilitar ese cometido. Finalmente espero que este libro les sea útil y de provecho en su trabajo.

José Miguel Acosta Pérez Rio de Janeiro, 25 de Agosto del 2011

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PROLOGO

En las operaciones de nuestra Industria Petrolera, el camino del propio Crudo se hace desde su inicio hasta que llega al consumidor final basado en sistemas de bombeo. Por este motivo, a los que nos ha correspondido lidiar con las operaciones, sentimos a los sistemas de bombeo como parte de nosotros mismos. Este libro es una condensación de fundamentos teóricos y el reflejo de experiencias de gran aceptación. Los criterios aplicados al seleccionar el material del libro son sencillos: satisfacer las necesidades del mayor número posible de personas que intervienen en la selección, operación y mantenimiento de estos sistemas. El material incluido fue preparado por una persona que conoce perfectamente las necesidades y es una autoridad en este campo. En el libro se da un repaso sobre la especialidad y se demuestra cómo se aplican las soluciones a los problemas prácticos, subrayando el empleo de procedimientos simplificados combinando la teoría con la práctica. Merece destacar lo siguiente: 1. Ayuda de tablas y diagramas 2. Referencias cruzadas 3. Se recurre a abundantes ilustraciones 4. Referencias a otros libros para que el lector profundice. Estoy seguro que José Miguel Acosta logrará capturar en este compendio sobre el tema, la atención de una gran cantidad de estudiosos (entre los que me incluyo), sobre el funcionamiento de los sistemas de bombeo. Bienvenida la idea y ojalá que la iniciativa vaya más allá del bombeo de fluidos líquidos, pues necesitamos también para los gases, especialmente el gas natural, que también es fundamental en nuestra industria y para la humanidad. Estoy seguro que a través de las comunidades del conocimiento en PDVSA, daremos respuesta oportuna para que nuestras operaciones sean cada día más efectivas y seguras.

CARLOS NODA

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INDICE

PALABRAS INICIALES ................................................................................................ iv PROLOGO ................................................................................................................... v INDICE ......................................................................................................................... vi 1.- INTRODUCCION .................................................................................................... 1 1.1.- ¿QUE ES UNA BOMBA? ......................................................................... 3 1.2.- ¿QUÉ SON LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS? ........................................... 3 2.- PARTES DE UNA BOMBA CENTRÍFUGA ............................................................. 5 2.1.- IMPULSORES .......................................................................................... 5 2.1.1.- IMPULSORES ABIERTOS .......................................................... 6 2.1.2.- IMPULSORES SEMI-ABIERTOS ............................................... 7 2.1.3.- IMPULSORES CERRADOS ....................................................... 8 2.2.- EJE ............................................................................................................ 8 2.2.1.- DEFLEXION DE LOS EJES ....................................................... 9 2.2.2.- DINAMICA DE ROTORES.......................................................... 11 2.3.- CARCASA ................................................................................................ 12 2.3.1.- CARCASA INTERNA .................................................................. 12 2.3.1.1.- Voluta....................................................................................... 12 2.3.1.2.- Fuerzas Radiales en Bombas Centrifugas............................... 14 2.3.1.3.- Difusor ..................................................................................... 15 2.3.2.- INTERACCIÓN CARCASA – IMPULSOR ................................... 16 2.3.2.1.- Paso de Alabe ......................................................................... 17 2.3.3.- DISEÑO EXTERNO DE LA CARCASA ....................................... 17

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2.3.3.1.- Montaje en el Pie ..................................................................... 17 2.3.3.2.- Montaje Central ....................................................................... 18 2.3.3.3.- Montaje en Línea ..................................................................... 18 2.3.3.4.- Montaje de Bombas Verticales ................................................ 18 2.3.4.- INTERACCIÓN CARCASA - BASE DE SOPORTE. .................... 19 2.3.4.1.- Bases Pre-Grauteadas ............................................................ 20 2.4.- ANILLOS DE DESGASTE ........................................................................ 21 2.5.- COJINETES ............................................................................................. 23 2.6.- SELLOS MECÁNICOS ............................................................................. 23 3.- COMO LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS TRANSMITEN LA ENERGIA A LOS FLUIDOS. ...................................................................................................... 24 3.1.- CABEZAL TOTAL DE UNA BOMBA CENTRÍFUGA. .............................. 24 3.2.-SISTEMAS ASOCIADOS A LAS BOMBAS Y SUS CARACTERÍSTICAS .................................................................................................. 27 3.3.- POTENCIA Y EFICIENCIA EN LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS .............. 28 4.- CURVAS DE RENDIMIENTO DE LAS BOMBAS CENTRIFUGAS. ........................ 30 4.1.- FORMA DE LA CURVA DE RENDIMIENTO ............................................. 30 4.2.- DISEÑO HIDRÁULICO DE LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS .................. 32 4.2.1.- VELOCIDAD ESPECÍFICA ......................................................... 32 4.2.2.- VELOCIDAD ESPECÍFICA DE SUCCIÓN ................................ 34 5.- CEBADO DE LAS BOMBAS CENTRIFUGAS ........................................................ 36 5.1.- CEBADO MANUAL CON VÁLVULA DE PIE ............................................. 36 5.2.- CEBADO CON TANQUE DE CÁMARA SIMPLE ................................... 37 5.3.- CEBADO POR SUCCIÓN POSITIVA........................................................ 38 5.4.- CEBADO CON EYECTORES ................................................................... 38 5.5.- CEBADO CON BOMBAS DE VACÍO ........................................................ 39

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6.- CARACTERÍSTICAS DE SUCCION DE UNA BOMBA CENTRIFUGA ................. 40 6.1.- COMO SE DETERMINA EL NPSHA ........................................................ 40 6.1.1.- COLADORES DE SUCCION ....................................................... 41 6.2.- COMO SE DETERMINA EL NPSHR....................................................... 42 6.3.- COMO MEJORAR EL NPSHA DE UN SISTEMA DE BOMBEO ............. 44 6.3.1.- MEJORAR EL NPSHA EN EL SISTEMA..................................... 44 6.3.1.1.- Subir el nivel del Líquido ........................................................... 44 6.3.1.2.- Bajar el Nivel de la Bomba........................................................ 44 6.3.1.3.- Reducir la Fricción en las Tuberías .......................................... 45 6.3.1.4.- Usar una Bomba de Refuerzo .................................................. 45 6.3.1.5.- Enfriar el Líquido Bombeado .................................................... 45 6.3.1.6.- Incrementar la Presión de Succión ........................................... 45 6.3.2.- REDUCIR EL NPSHR POR LA BOMBA.................................... 45 6.3.2.1.- Reducir la Velocidad de la Bomba ............................................ 45 6.3.2.2.- Usar un Impulsor Doble Succión .............................................. 45 6.3.2.3.- Incrementar el Diámetro del Ojo del Impulsor ........................... 46 6.3.2.4.- Incrementar el Tamaño de la Bomba ........................................ 46 6.3.2.5.- Usar Bombas en Paralelo ......................................................... 46 6.3.2.6.- Usar Inductores ........................................................................ 46 6.4.- FENÓMENO DE CAVITACIÓN ................................................................. 47 6.4.1.- CUANDO OCURRE LA CAVITACION?................................. 49 6.4.2.- DAÑOS PRODUCIDOS POR LA CAVITACIÓN. ........................ 50 7.- OPERACION CON LIQUIDOS VISCOSOS .......................................................... 52 8.- FLUJO MINIMO ..................................................................................................... 55 8.1.- FLUJO MÍNIMO TÉRMICO ....................................................................... 56 8.2.- FLUJO MÍNIMO CONTINUO ..................................................................... 57

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8.2.1.- SISTEMAS DE RECIRCULACION ............................................. 59 9.- LEYES DE AFINIDAD ............................................................................................ 61 9.1.- APLICACIÓN DE LAS LEYES DE AFINIDAD ........................................... 63 9.2.- AJUSTES EN LOS IMPULSORES LUEGO DEL CORTE ......................... 64 10.-

OPERACION CON MAS DE UNA BOMBA ....................................................... 66 10.1.- BOMBAS OPERANDO EN PARALELO .................................................. 66 10.2.- BOMBAS OPERANDO EN SERIE .......................................................... 68

PARTES Y SISTEMAS ACCESORIOS PARA LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS .......... 70 11.- COJINETES ......................................................................................................... 71 11.1.- COJINETES RADIALES ......................................................................... 71 11.1.1.- COJINETES RADIALES DE ELEMENTOS RODANTES .......... 72 11.1.2.- COJINETES RADIALES PLANOS ............................................ 74 11.2.- COJINETES DE EMPUJE ..................................................................... 75 11.2.1.- COJINETES AXIALES DE ELEMENTOS RODANTES ............ 76 11.2.1.1.- Precarga del Cojinete ............................................................ 77 11.2.2.- COJINETES AXIALES PLANOS .............................................. 79 12.- LUBRICACIÓN .................................................................................................... 81 12.1.- TIPOS DE LUBRICACIÓN ..................................................................... 81 12.1.1.- LUBRICACION HIDRODINAMICA ........................................... 81 12.1.2.- LUBRICACION HIDROSTATICA .............................................. 82 12.1.3.- LUBRICACION ELASTOHIDRODINAMICA ............................. 82 12.2.- LUBRICACION CON GRASA................................................................. 82 12.2.1.- ACEITE BASE .......................................................................... 83 12.2.2.- ESPESANTES .......................................................................... 84

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12.2.3.- CLASIFICACIÓN DE LAS GRASAS .......................................... 84 12.2.4.-CARACTERISTICAS DE LA LUBRICACIÓN CON GRASA ....................................................................................... 85 12.2.5.- METODOS DE APLICACIÓN DE LA GRASA .......................... 86 12.3.- LUBRICACION CON ACEITE ................................................................ 87 12.3.1.-PORQUE SE DEGRADAN LOS ACEITES LUBRICANTES MINERALES ...................................................................... 88 12.3.2.- ACEITES SINTETICOS ............................................................ 89 12.3.3.- ADITIVOS PARA ACEITES LUBRICATES............................... 91 12.3.4.- LUBRICACION POR BAÑO DE ACEITE.................................. 91 12.3.5.- LUBRICACIÓN POR ANILLO DE ACEITE ............................... 93 12.3.6.- SISTEMA DE LUBRICACIÓN FORZADA................................. 93 12.3.7.- LUBRICACIÓN POR NEBLINA ................................................ 95 12.3.7.1.- Lubricación por Neblina Pura o “Pure Mist” .......................... 97 12.3.7.2.- Lubricación por Neblina por Purga o “Purge Mist” ................. 99 13.- ACOPLAMIENTOS .............................................................................................. 100 13.1.- ACOPLAMIENTOS DE ENGRANAJES ............................................... 103 13.2.- ACOPLAMIENTOS DE REJILLA DE AGARRE CONTINUO................. 103 13.3.- ACOPLAMIENTOS ELASTOMÉRICOS ................................................. 104 13.4.- ACOPLAMIENTO FLEXIBLE DE LAMINAS METÁLICAS ..................... 105 14.- SELLADO DEL EJE ............................................................................................. 106 14.1.- CAJA DE EMPAQUETADURAS O CAJA DE SELLOS........................... 106 14.2.- EMPAQUETADURAS ............................................................................... 106 14.3.- SELLOS MECÁNICOS ............................................................................ 108 14.3.1.- PARTES DE LOS SELLOS MECÁNICOS ............................... 109 14.3.1.1.- Cara Rotativa ......................................................................... 109 14.3.1.2.- Cara Estacionaria ................................................................... 110

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14.3.1.3.- Sello Secundario ..................................................................... 110 14.3.1.4.- Elemento de Arrastre o Conducción ...................................... 110 14.3.1.5.- Elementos de Fijación............................................................. 111 14.3.1.6.- Buje de Restricción ................................................................. 111 14.3.2.- ARREGLOS DE SELLOS MECANICOS ................................. 111 14.3.2.1.- Sello Mecánico Simple............................................................ 111 14.3.2.2.- Sello Mecánico Doble ............................................................. 111 14.3.2.3.- Sello Mecánico en Línea......................................................... 112 14.3.3.- ELEMENTOS RESALTANTES DEL API 682 .......................... 112 14.3.3.1.-Categoría de los sellos ............................................................ 113 14.3.3.2.- Tipos de sellos ........................................................................ 113 14.3.3.3.- Arreglo de sellos ..................................................................... 114 14.3.3.4.- Otros aspectos relevantes ...................................................... 114 14.3.4.-PLANES DE LUBRICACIÓN DE LOS SELLOS MECÁNICOS .......................................................................................... 115 15.- MATERIALES DE CONSTRUCCIÓN .................................................................. 119 15.1.- MATERIALES DE ACUERDO CON EL ASME B73.1 ........................... 119 15.2.- MATERIALES DE ACUERDO CON EL API 610 ................................... 119 15.3.-OTRAS CONSIDERACIONES EN LO REFERENTE A MATERIALES DE FABRICACION ........................................................................... 120 16.- INSTRUMENTACIÓN Y CONTROL..................................................................... 122 16.1.- CONTROL POR ESTRANGULAMIENTO .............................................. 122 16.2.- CONTROL POR RECIRCULACION........................................................ 123 16.3.- CONTROL POR CONTROL DE VELOCIDAD.......................................... 123 16.4.- OTRAS CONSIDERACIONES PARA EL CONTROL ............................... 124 17.- MOTORES ELÉCTRICOS ................................................................................... 125

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18.-

VIBRACIÓN MECÁNICA EN BOMBAS CENTRÍFUGAS ................................ 129 18.1.-COMO ES MEDIDA LA VIBRACION Y COMO ES INTERPRETADA ......... 130 18.2.- QUE DICEN EL ASME B73.1 Y EL API 610 SOBRE VIBRACION ........... 132 18.3.- CAUSAS DE LAS VIBRACIONES EN LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS ........................................................................................................ 133

19.-

PRINCIPALES TIPOS DE BOMBAS CENTRIFUGAS ...................................... 135 19.1.- BOMBAS DE SUCCIÓN FRONTAL .......................................................... 135 19.2.- BOMBAS VERTICALES EN LÍNEA.......................................................... 136 19.3.- BOMBAS HORIZONTALES MULTIETAPAS ............................................ 137 19.3.1.-BOMBA MUTIETAPAS, AXIALMENTE PARTIDA, ENTRE COJINETES (BB3) .......................................................... 137 19.3.2.-BOMBA MUTIETAPAS DE DOBLE CARCASA RADIALMENTE PARTIDA ENTRE COJINETES (BB5) ............................ 138 19.4.- BOMBAS DOBLE SUCCIÓN AXIALMENTE PARTIDA ENTRE COJINETES ............................................................................................ 138 19.5.- BOMBAS VERTICALES TIPO TURBINA .................................................. 139

20.-

CARACTERISTICAS GENERALES .................................................................. 142 EL AUTOR .............................................................................................. 143

BIBLIOGRAFÍA ............................................................................................................ 144

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LISTA DE FIGURAS Figura N° 1-1.-

Dispositivo antiguo para captar agua de un río.

01

Figura N° 1-2.-

Diagrama de una bomba de cadena.

01

Figura N° 1-3.-

Diagrama del Tornillo de Arquímedes.

02

Figura N° 1-4.-

Diagrama de la bomba de Newcomen.

02

Figura N° 1-5.-

Diagrama en corte de la bomba de Worthington.

03

Figura N° 1-6.-

Diagrama de una bomba centrífuga típica, de uso general.

04

Figura N° 2-1.-

Partes de una bomba centrífuga.

05

Figura N° 2-2.-

Diagrama en corte de un impulsor cerrado.

05

Figura N° 2-3.-

Diagrama de un impulsor de doble succión.

06

Figura N° 2-4.-

Diagrama de un impulsor abierto.

06

Figura N° 2-5.-

Diagrama de un impulsor semi-abierto.

07

Figura N° 2-6.-

Diagrama agujeros de balance en impulsores semi-abiertos.

07

Figura N° 2-7.-

Diagrama mostrando los POV (Pump Out Vanes).

07

Figura N° 2-8.-

Fotografía de un impulsor cerrado.

08

Figura N° 2-9.-

Diagrama del rotor de una bomba de succión frontal, mostrando el sello y los cojinetes.

09

Figura N° 2-10.-

Gráfica de deflexión vs el % del BEP.

10

Figura N° 2-11.-

Gráfica de deflexión vs el Índice de Rigidez (L /D ) en una bomba de succión frontal típica.

10

Figura N° 2-12.-

Diagrama del rotor de una bomba con impulsor entre cojinetes mostrando las dimensiones L, D y X.

11

Figura N° 2-13.-

Cuerpo de una carcasa tipo voluta simple.

12

Figura N° 2-14.-

Diagrama de una bomba con carcasa tipo voluta simple.

13

Figura N° 2-15.-

Diagrama de una bomba con carcasa, tipo doble voluta.

13

Figura N° 2-16.-

Carcasa con doble voluta mostrando la vena de separación.

13

Figura N° 2-17.-

Diagrama de una bomba con carcasa concéntrica.

14

Figura N° 2-18.-

Fuerza radial vs % de la capacidad normal.

14

Figura N° 2-19.-

Diagrama de una bomba con carcasa tipo difusor.

15

Figura N° 2-20.-

Fotografía de un Difusor para bombas centrífugas.

15

3

4

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Figura N° 2-21.-

Dimensiones “A” y “B” para bombas centrífugas.

16

Figura N° 2-22.-

Bomba horizontal fijada en el pie, ASME B73.1.

18

Figura N° 2-23.-

Bomba Horizontal fijada en el centro tipo API 610.

18

Figura N° 2-24.-

Bomba vertical en línea.

18

Figura N° 2-25.-

Diagrama de una Bomba vertical tipo Turbina.

19

Figura N° 2-26.-

Bomba ANSI B73.1 instalada sobre una base típica para esta bomba.

19

Figura N° 2-27.-

Bomba de Montaje Central sobre una base API 610.

20

Figura N° 2-28.-

Diagrama de bombas sin anillos y con anillos de desgaste.

21

Figura N° 2-29.-

Diagrama de bomba indicando fugas de fluidos de la zona de alta presión para la zona de baja presión.

22

Figura N° 2-30.-

Anillo de desgaste instalado en el ojo del impulsor.

22

Figura N° 2-31.-

Diagrama de anillos de desgaste planos.

23

Figura N° 2-32.-

Diagrama de anillos de desgaste tipo L.

23

Figura N° 3-1.-

Sistema de bombeo mostrando el recipiente de salida (punto 1) y el de llegada (punto 2).

25

Figura N° 3-2.-

Sistema de bombeo, con recipientes de succión y descarga al mismo nivel.

27

Figura N° 3-3.-

Curva del sistema mostrando la perdida por Fricción.

27

Figura N° 3-4.-

Sistema de bombeo que incluye el Cabezal Estático.

28

Figura N° 3-5.-

Diagrama del sistema mostrando un recipiente presurizado.

28

Figura N° 3-6.-

Puntos donde se concentran cada una de las pérdidas en una bomba centrífuga.

29

Figura N° 3-7.-

Efectos de las pérdidas en función de la Velocidad Específica (NS).

29

Figura N° 3-8.-

Efectos de las pérdidas en función de las holguras de rodaje.

29

Figura N° 4-1.-

Esquema de un impulsor mostrando donde es medido el ángulo 2.

30

Figura N° 4-2.-

Esquemático de las curvas de rendimiento en función del ángulo  2.

30

Figura N° 4-3.-

Curva de rendimiento de una bomba comercial.

31

Figura N° 4-4.-

Curva de rendimiento individual de una bomba centrífuga comercial.

32

Figura N° 4-5.-

Perfil de los impulsores vs la Velocidad Específica (NS).

33

Figura N° 4-6.-

Curvas de comportamiento en función de la Velocidad Específica (NS).

33

Figura N° 4-7.-

Curvas de Eficiencia vs NS para diferentes caudales.

34

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Figura N° 5-1.-

Cebado manual de una bomba centrífuga.

36

Figura N° 5-2.-

Succión de una bomba centrífuga con válvula de pie.

37

Figura N° 5.3.-

Diagrama de una válvula de pie, con los principales componentes.

37

Figura N° 5.4.-

Tanque de cebado de cámara simple.

37

Figura N° 5-5.-

Cebado por succión positiva.

38

Figura N° 5-6.-

Esquema en corte de un eyector.

38

Figura N° 5-7.-

Esquema de un sistema de bombeo con cebado por eyectores.

38

Figura N° 6-1.-

Filtro temporal tipo cono truncado.

41

Figura N° 6-2.-

Filtro en Y, en corte.

42

Figura N° 6-3.-

Circuito presurizado para evaluación del NPSHR por las bombas.

43

Figura N° 6-4.-

Curvas de Cabezal vs NPSH mostrando la caída del 3% en Cabezal.

43

Figura N° 6-5.-

Bomba con inductor.

46

Figura N° 6-6.-

Diagrama de inductor.

47

Figura N° 6-7.-

Diagrama indicando el rango de operación de un inductor típico

47

Figura N° 6-8.-

Diagrama de impulsor mostrando la dinámica de la formación de las burbujas y el colapso final.

47

Figura N° 6-9.-

Diagrama que muestra la distribución de presiones a la succión de una bomba.

48

Figura N° 6-10.-

Diagrama de impulsor mostrando las áreas afectadas por la cavitación.

48

Figura N° 6-11.-

Ciclo de formación de una burbuja de gas relacionada con la cavitación.

49

Figura N° 6-12.-

Foto de burbuja en proceso de colapso, con la cavidad central en formación.

49

Figura N° 6-13.-

Foto de daños producidos por cavitación un alabe de una bomba centrífuga.

50

Figura N° 7-1.-

Diagrama de diámetro de boquilla de descarga vs.Viscosidad máxima del líquido bombeado.

52

Figura N° 7-2.-

Diagrama para la corrección de la curva de rendimiento de una bomba centrífuga por los efectos de viscosidad.

54

Figura N° 8-1.-

Diagrama de cómo afectan a las bombas centrífugas el operar a flujos reducidos

55

Figura N° 8-2.-

En la figura se observan dos impulsores afectados por recirculación a la succión y a la descarga

56

Figura N° 8-3.-

Impulsor erosionado en el área de descarga por recirculación.

56

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Figura N° 8-4.-

Nomograma del incremento de temperatura en función de la Eficiencia y del Cabezal de Descarga (H).

57

Figura N° 8-5.-

Gráfica para la determinación del Flujo Mínimo en bombas centrifugas con NS entre 500 y 2.500.

58

Figura N° 8-6.-

Gráfica para la determinación del Flujo Mínimo en bombas centrífugas con Velocidad Específica NS entre 2.500 y 10.000.

58

Figura N° 8-7.-

Esquema de un Sistema de recirculación con “Bypass”.

60

Figura N° 8-8.-

Esquema de un Sistema de recirculación con válvula “Yarway”.

60

Figura N° 9-1.-

Gráfica para la corrección de los diámetros a partir de las leyes de afinidad.

63

Figura N° 9-2.-

Diagrama mostrando el corte oblicuo de un impulsor.

64

Figura N° 9-3.-

Diagrama mostrando un ejemplo de “overfilling”

64

Figura N° 9-4.-

Diagrama mostrando un ejemplo de “underfilling”.

65

Figura N° 10-1.-

Diagrama de un sistema de bombeo operando en paralelo.

66

Figura N° 10-2.-

Arreglo en paralelo presentando la curva de pérdidas del sistema.

67

Figura N° 10-3.-

Curvas de bombas en paralelo, aplicadas en sistemas con curvas de pérdidas distintas

68

Figura N° 10-4.-

Diagrama de un sistema de bombeo operando en serie.

68

Figura N° 10-5.-

Curvas de un sistema de bombeo operando en serie.

68

Figura N° 11.1.-

Fotografía de un cojinete radial de bolas.

72

Figura N° 11-2.-

Diagrama de arreglo de cojinetes en bomba de succión frontal.

72

Figura N° 11-3.-

Arreglo de cojinetes en bomba axialmente partida entre cojinetes.

72

Figura N° 11-4.-

Corte de un cojinete de bolas tipo “Conrad”.

73

Figura N° 11-5.-

Diagrama que muestra cómo se forma una cuña de lubricante en un cojinete hidrodinámico.

75

Figura N° 11-6.-

Cojinete plano.

75

Figura N° 11-7.-

Corte de un cojinete de bolas de contacto angular.

76

Figura N° 11-8.-

Diagrama de un arreglo de cojinetes Duplex Espalda con Espalda (Back to Back).

78

Figura N° 11-9.-

Cojinetes Duplex Espalda con Espalda mostrando ángulo de contacto.

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Figura N° 11-10.-

Diagrama de un arreglo de cojinetes Duplex Cara con Cara.

78

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Figura N° 11-11.-

Diagrama de un arreglo de cojinetes en Línea (Tandem).

79

Figura N° 11-12.-

Diagrama de un cojinete plano de empuje axial.

79

Figura N° 12-1.-

Diagrama de un cojinete hidrodinámico.

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Figura N° 12-2.-

Lubricación Elastohidrodinámica, mostrando el área de contacto.

82

Figura N° 12-3.-

Diagrama de un cojinete lubricado con grasa.

83

Figura N° 12-4.-

Diagrama de una cajera de cojinetes siendo lubricada con grasa.

86

Figura N° 12-5.-

Dispensador automático de grasa y su corte.

87

Figura N° 12-6.-

Cojinete sellado con tapas plásticas (2RS).

87

Figura N° 12-7.-

Corte de una cajera de cojinetes mostrando una estopera para sellado.

89

Figura N° 12-8.-

Diagrama de un cojinete lubricado por baño de aceite.

91

Figura N° 12-9.-

Diagrama de los indicadores de nivel tipos ojos de buey.

92

Figura N° 12-10.-

Diagrama del nivel de aceite correcto en una bomba con baño de aceite.

92

Figura N° 12-11.-

Diagrama de un cojinete lubricado anillo de aceite.

93

Figura N° 12-12.-

Diagrama del arreglo típico de una cajera de cojinetes para lubricación forzada.

94

Figura N° 12-13.-

Diagrama de un sistema de lubricación forzado.

95

Figura N° 12-14.-

Consola de generación de Neblina para lubricación.

96

Figura N° 12-15.-

Diagrama de tuberías para un sistema de transporte de Neblina.

96

Figura N° 12-16.-

Diagrama mostrando el flujo de Neblina en una cajera de cojinetes.

97

Figura N° 12-17.-

Diagrama de bomba con Lubricación por Neblina Pura.

98

Figura N° 12-18.-

Diagrama de bomba centrífuga lubricada con Neblina Pura

98

Figura N° 12-19.-

Bomba almacenada mostrando un sistema de protección con Niebla Pura.

98

Figura N° 12-20.-

Diagrama de bomba equipada con un sistema de Lubricación por Neblina de Purga.

99

Figura N° 13-1.-

Fotografía de un acoplamiento mostrando sus partes.

101

Figura N° 13-2.-

Cuadro comparativo entre los diferentes diseños de acoplamientos.

101

Figura N° 13-3.-

Diagrama que referencial que define los límites de rendimiento para los diseños comerciales de acoplamientos.

102

Figura N° 13-4.-

Diagrama en corte de acoplamiento metálico de engranajes.

103

Figura N° 13-5.-

Diagrama en corte de acoplamiento rejilla de agarre continuo.

103

xviii

Figura N° 13-6.-

Diagrama en corte de un acoplamiento elastomérico tipo neumático.

104

Figura N° 13-7.-

Diagrama en corte de un acoplamiento elastomérico.

104

Figura N° 13-8.-

Un paquete de láminas para un acoplamiento de láminas flexibles.

105

Figura N° 13-9.-

Diagrama de un acoplamiento de láminas flexibles.

105

Figura N° 14-1.-

Fotografía de un rollo de empaquetadura.

106

Figura N° 14-2.-

Empaquetadura, ya moldeadas listas para ser instaladas en una bomba

107

Figura N° 14-3.-

Diagrama en corte de una caja de empaquetaduras.

107

Figura N° 14-4.-

Foto mostrando el corte de una de una caja de empaqueta-duras.

107

Figura N° 14-5.-

Diagrama de un sello mecánico simple de resorte.

108

Figura N° 14-6.-

Fotografía de un sello mecánico de cartucho.

109

Figura N° 14-7.-

Diagrama de un sello mecánico en corte, indicando las partes

109

Figura N° 14-8.-

Cara de un sello mecánico midiendo la plenitud en bandas de luz.

110

Figura N° 14-9.-

Diagrama de un sello mecánico simple.

111

Figura N° 14-10.-

Diagrama de un sello mecánico doble.

112

Figura N° 14-11.-

Diagrama de un sello mecánico en línea.

112

Figura N° 14-12.-

Sello mecánico tipo A.

114

Figura N° 14-13.-

Sello mecánico tipo B.

114

Figura N° 14-14.-

Sello mecánico tipo C.

114

Figura N° 14-15.-

Plan 02 de lubricación para cara de sellos mecánicos.

116

Figura N° 14-16.-

Plan 11 de lubricación para cara de sellos mecánicos.

116

Figura N° 14-17.-

Plan 31 de lubricación para cara de sellos mecánicos.

116

Figura N° 14-18.-

Plan 32 de lubricación para cara de sellos mecánicos.

117

Figura N° 14-19.-

Plan 52 de lubricación para cara de sellos mecánicos.

117

Figura N° 14-20.-

Plan 54 de lubricación para cara de sellos mecánicos.

118

Figura N° 14-21.-

Plan 72 de lubricación para cara de sellos mecánicos.

118

Figura N° 16-1.-

Control por estrangulamiento a la descarga.

122

Figura N° 16-2.-

Control por recirculación.

123

Figura N° 16-3.-

Control por variación de velocidad.

124

Figura N° 17-1.-

Motor eléctrico en corte mostrando los componentes.

125

xix

Figura N° 17-2.-

Tabla mostrando las velocidades del motor en RPM, para las diferentes frecuencias y de acuerdo al N° de polos.

126

Figura N° 18-1.-

Registro de vibración en función del tiempo.

129

Figura N° 18-2.-

Orbita generada al combinar las lecturas de vibración.

129

Figura N° 18-3.-

Espectro de vibración en función de la frecuencia.

130

Figura N° 18-4.-

Diferentes medidas de desplazamiento en vibraciones mecánicas.

130

Figura N° 18-5.-

Diagrama de un transductor de desplazamiento.

131

Figura N° 18-6.-

Diagrama en corte de un velocímetro.

131

Figura N° 18-7.-

Diagrama en corte de un acelerómetro.

131

Figura N° 18-8.-

Espectro mostrando vibración por desbalance.

133

Figura N° 18-9.-

Espectro mostrando el paso de alabe a una frecuencia Zx.

134

Figura N° 18-10.-

Espectro mostrando el comportamiento por cavitación.

134

Figura N° 19-1.-

Diagrama de una bomba de succión frontal API 610, en su base, tipo OH2

135

Figura N° 19-2.-

Diagrama en corte de una bomba de succión frontal tipo OH1.

136

Figura N° 19-3.-

Diagrama de una bomba vertical en línea, tipo OH4.

136

Figura N° 19-4.-

Diagrama en corte de una bomba en línea, tipo OH4.

136

Figura N° 19-5.-

Diagrama de una bomba multietapas axialmente partida, tipo BB3.

137

Figura N° 19-6.-

Diagrama de una bomba multietapas axialmente partida en corte.

137

Figura N° 19-7.-

Diagrama de bomba multietapas, radialmente partida tipo barril.

138

Figura N° 19-8.-

Diagrama en corte de bomba multietapas radialmente partida tipo barril del tipo BB5

138

Figura N° 19-9.-

Diagrama de una bomba axialmente partida, entre cojinetes, del tipo BB1

139

Figura N° 19-10.-

Diagrama en corte de una bomba doble succión axialmente partida entre cojinetes, del tipo BB1 API.

139

Figura N° 19-11.-

Fotografía de una bomba vertical tipo turbina

140

Figura N° 19-12.-

Diagrama en corte de una bomba vertical tipo turbina

140

xx

LISTA DE ECUACIONES

Ecuación N° 2-1.-

Diámetro mínimo del eje para soportar el torque del eje.

8

Ecuación N° 2-2.-

“Stress”.

9

Ecuación N° 2-3.-

Índice de Rigidez.

10

Ecuación N° 2-4.-

Esfuerzo Radial en una bomba centrífuga.

14

Ecuación N° 2-5.-

Constante K.

14

Ecuación N° 3-1.-

Cabezal Total (H).

24

Ecuación N° 3-2.-

H H

25

1

2

Ecuación N° 3-3.-

Cabezal Total indicando punto 1 y punto 2.

25

Ecuación N° 3-4.-

Cabezal de Fricción

26

Ecuación N° 3-5.-

Velocidad Tangencial de la bomba.

26

Ecuación N° 3-6.-

Cabezal de Velocidad.

26

Ecuación N° 3-7.-

Potencia al eje.

28

Ecuación N° 4-1.-

Velocidad Específica.

33

Ecuación N° 4-2.-

Velocidad Específica de Succión.

34

Ecuación N° 6-1.-

NPSHA disponible.

40

Ecuación N° 8-1.-

Flujo Mínimo Térmico.

56

Ecuación N° 8-2.-

Flujo Mínimo por incremento de Temperatura.

57

Ecuación N° 9-1.-

Leyes de Afinidad para distintas velocidades, Caudales con distintas velocidaddes.

61

Ecuación N° 9-2.-

Leyes de Afinidad para distintas velocidades, Cabezales con distintas velocidades.

61

Ecuación N° 9-3.-

Leyes de Afinidad para distintas velocidades, Potencias con distintas velocidades.

61

Ecuación N° 9-4.-

Leyes de Afinidad diámetros.

61

Ecuación N° 9-5.-

Leyes de Afinidad para distintos diámetros, cabezales con distintos diámetros.

61

Ecuación N° 9-6.-

Leyes de Afinidad para distintos diámetros, potencias con distintos diámetros.

61

para distintos diámetros, caudales con distintos

xxi

Ecuación N° 11-1.-

Factor de Velocidad.

71

Ecuación N° 11-2.-

Densidad de la Energía.

71

LISTA DE TABLAS Tabla 12-1.-

Muestra la comparación entre los costos de las diferentes composiciones de grasas industriales.

85

Tabla 12-2.-

Muestra la comparación entre los costos entre el aceite mineral y los diferentes aceites sintéticos

91

LO QUE USTED NECESITA CONOCER PARA INICIARSE EN EL MUNDO DE LAS BOMBAS CENTRIFUGAS APLICADAS A LA INDUSTRIA PETROLERA

1.- INTRODUCCION La necesidad de transporte de fluidos de un lugar a otro ha llevado al ser humano a idear sistemas que le permitan lograr este objetivo. Un hombre transportando dos cubos de agua puede ejercer la función de un sistema de transporte de fluidos, solo que puede resultar limitado en el caudal que se puede transportar cuando se requiere mover grandes cantidades de fluidos. En la antigüedad esa necesidad y la inexistencia de medios eficientes para transportar grandes caudales de agua motivaron a las principales civilizaciones a desarrollar su potencial en torno a grandes ríos que les proveían agua y medios de comunicación. Ejemplos de ello son el antiguo Egipto en las márgenes del Nilo, Mesopotamia en torno a los ríos Éufrates y Tigris, los semitas alrededor del río Jordán, los indianos entorno a los ríos Indo y Ganges, etc. En la figura N° 1-1 se muestra un dispositivo antiguo usado por los egipcios para captar agua de un río.

1

Un dispositivo ampliamente usado, en la antigüedad para llevar agua a los sistemas de irrigación son las llamadas bombas de cadenas. Las bombas de cadenas son dispositivos que poseen una serie de recipientes que pueden ser jarras, cucharones u otros elementos que están unidos mediante cuerdas o cadenas que se sumergen en los pozos o cisternas y mantienen el flujo continuo desde un pozo. Ellas pueden ser accionadas tanto por humanos como por animales, adicionalmente incorporan otros mecanismos auxiliares como pueden ser engranajes, pivotes y pedales para complementar el accionamiento. Estas bombas aparecieron en Egipto, Babilonia y China entre los años 700 y 300 A.C. aunque con diferentes diseños y conceptos la esencia era la misma. De hecho en “La Sagrada Biblia” se hace referencia a lo que parece ser una bomba de cadena asociada a un pozo; Eclesiásticos 12:6 “Antes que la cadena de plata se quiebre, y se rompa el cuenco de oro, y el cántaro se quiebre junto a la fuente, y la rueda sea rota sobre el pozo”. De este párrafo es posible asumir que se refiere a la rueda de un sistema de elevación de agua para el pozo. La figura N° 1-2 muestra el diagrama de uno de los modelos de bomba de cadena usada en China.

Figura N° 1-1.- Dispositivo antiguo para captar agua de un río. Fuente: Egypt's Nile Valley Basin Irrigation,Sandra Postel en www.waterhistory.org / histories /nile

Esta motivación no alcanzó solamente a las civilizaciones del mundo conocido también movió a los principales pueblos del nuevo mundo, como los Aztecas y los Mayas, a prosperar en la proximidad de grandes lagos o a construir grandes cisternas para almacenar y colectar agua de lluvia. Los primeros esfuerzos para mover agua de forma masiva se enfocaron en los sistemas de irrigación, donde se tomaba agua de los ríos y mediante gravedad y por medio de canales se distribuía agua a los cultivos. El flujo y las variaciones estacionales era controlando con compuestas y diques.

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Figura N° 1-2.- Diagrama de una bomba de cadena. Fuente: http://en.wikipedia.org/wiki/File:Tiangong_ Kaiwu_Chain_ Pumps2.jpg.

En Egipto, en los siglos V y VI de nuestra era, se usaban en bombas de cadenas accionadas por animales que eran capaces de elevar agua desde pozos con 100 metros de profundidad. En el siglo III A.C, en tiempos de Aristóteles, existían bombas de estructuras primitivas, como lo es el Tornillo de Arquímedes, inventado por Arquímedes de Siracusa. La figura N° 1-3

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muestra el diagrama Arquímedes.

de

un

Tornillo

de

2

agua. En una mina portuguesa de cobre del siglo XV fue encontrada una rueda de madera con 10 alabes o paletas, que hasta el presente nadie ha podido determinar o entender cómo funcionaba. Un ingeniero Inglés de apellido Newcomen creó, en 1712, una bomba de émbolo para elevar agua desde una mina, la cual era accionada por un cilindro a vapor. La figura N° 1-4 muestra el diagrama de la bomba de Newcomen.

Figura N° 1-3.- Diagrama del Tornillo de Arquímedes. Fuente: Chambers's Encyclopedia (Philadelphia: J. B. Lippincott Company, 1875), en www.wikipedia.org/wiki/ Archimedes'_screw

Los romanos en el siglo IV D.C. usaban los Tornillos de Arquímedes en sus sistemas de suministro de agua, acueductos, sistemas de irrigación y de drenaje. El Tornillo de Arquímedes es una de las más antiguas máquinas que en la actualidad se continúa usando siguiendo el diseño básico de este inventor. El Tornillo de Arquímedes es un espiral sobre un eje que es accionado por una manivela y está contenido en un cilindro. Al dar giro a la manivela el movimiento del espiral hace subir el agua de un nivel a otro, en la antigüedad todo el conjunto estaba fabricado con madera. Cuando Cesar Augusto era emperador en el siglo I D.C. se empleaba un tipo de bomba de émbolo tal como la describe un reconocido arquitecto romano de la época, llamado Vitruvio, en un tratado denominado “La Arquitectura”. En la Arquitectura, Vitruvio describe una serie de máquinas y métodos constructivos, este libro es uno de los pocos documentos de ingeniería de esta época que sobrevivió y que fue utilizado como base para escribir otros libros sobre la materia, principalmente en la Edad Media. En Alejandría, Egipto, en la misma época (siglo I, A.C.) se fabricó una bomba de embolo, hecha de bronce, que fue usada principalmente para combatir incendios. Algunos inventores dejaron evidencias en el siglo XV de la existencia de máquinas o estructuras que aprovechan la fuerza centrífuga para elevar el

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Figura N° 1-4.- Diagrama de la bomba de Newcomen.

Fuente: Industrial Revolution - Pictures From The Industrial Revolution, Por Mary Bellis , en www.inventorsabout.com /od/indrevolution /ss/ Industrial_Revo

La apariencia y el concepto técnico de la estructura de la bomba Newcomen son similares a un balancín de los utilizados en los pozos de producción de petróleo, pero fabricado en madera. El sistema funciona de la siguiente forma: como el dispositivo cuenta con una caldera la cual es calentada para generar vapor, el vapor luego es expandido para mover el pistón de un cilindro que está ubicado en uno de los extremos del balancín. El movimiento de este pistón origina el movimiento del otro extremo del balancín, mediante un pivote central, creando un vacío que hace que el agua se desplace del fondo de la mina hacia la superficie, adicionalmente el sistema posee un conjunto de válvulas que cierran y abren permitiendo la acción de bombeo. En el año 1876, el ingeniero norteamericano Worthington creó una bomba de desplazamiento positivo accionada por vapor, que revoluciono los conceptos de la época. La figura N° 1-5 muestra un diagrama de la bomba ideada por Worthington, en un dibujo de la época en que fue patentada.

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Este libro está concebido para describir los elementos fundamentales de las bombas centrífugas aplicadas en la Industria Petrolera.

1.2.- ¿QUÉ SON LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS? Las bombas centrífugas son el diseño más utilizado y difundido de las bombas dinámicas. Este tipo de bomba comprende una extensa familia de diseños, donde la generación de presión se realiza por la conversión de Cabezal de Velocidad en Cabezal Estático. Figura N° 1-5.- Diagrama en corte de la bomba de Worthington. Fuente: A history of the growth of the steam-engine. By Robert H. Thurston, A. M., C. E., en www.history. rochester.edu/ steam /thurston/1878.

En este diseño los émbolos usados para mover el fluido (la bomba) y los émbolos para accionar la bomba (el motor de vapor) estaban en un eje o cigüeñal común. Cuando los cilindros de vapor actúan por la de expansión del vapor, mueven los cilindros de la bomba generando la acción de bombeo.

1.1.- ¿QUE ES UNA BOMBA? Las bombas son máquinas usadas para mover fluidos a través de tuberías, mediante diferentes transformaciones de energía. Existen muchos tipos de bombas y diferentes maneras de clasificarlas. La clasificación más difundida es la que reúne a dos grupos principales de bombas: las bombas dinámicas y las bombas de desplazamiento positivo. En las bombas dinámicas la energía es continuamente suministrada al fluido el cual incrementa su velocidad, luego esa velocidad es reducida en la voluta o difusor de la bomba, produciendo un incremento de presión. La máxima exponente de este tipo de bomba es la bomba centrífuga, cuyos diferentes diseños son usadas extensivamente en la Industria Petrolera. En las bombas de desplazamiento positivo la energía es periódicamente suministrada al fluido por la aplicación de una fuerza directa sobre un volumen de líquido, el cual incrementa su presión al valor requerido para moverse en la tubería de descarga. Las bombas de desplazamiento positivo más usadas en la Industria Petrolera son las bombas reciprocantes y las bombas de tornillos.

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En las bombas centrífugas el movimiento de rotación de uno o más impulsores entrega energía al fluido que se desea bombear, el cual incrementa su velocidad. La velocidad que suministra el impulsor al fluido es convertida en Cabezal Estático aprovechable o presión en la sección de difusión de la carcasa (sea voluta o difusor, dependiendo del diseño de la bomba). Existen dibujos de Leonardo De Vinci del siglo XV, donde disertaba sobre la posibilidad de usar la fuerza centrífuga del agua para elevarla, mediante la aceleración en un canal curvilíneo. Otros inventores Europeos usaron este principio diseñaron algunas estructuras que utilizaban la fuerza centrífuga del agua para elevar líquidos, entre estos se destaca el científico y físico francés Denis Papin, quien en 1689 hizo grandes contribuciones al desarrollo del movimiento de fluidos con elementos centrífugos. Desde la primera mitad del siglo XIX se produjo un desarrollo acelerado de las bombas centrífugas con el inicio de las operaciones de producción de la empresa “Massachusets Pump Factory”. La empresa abrió las puertas en 1818, en la ciudad de Boston-USA, producían bombas centrífugas en escala comercial, con diseños rudimentarios usando impulsores abiertos de alabes rectos (diseñados basándose en las teorías del físico Denis Papin) y carcasas de sección rectangular a manera de voluta. La figura N° 1-6 muestra el diagrama de una bomba centrífuga típica, de uso general, donde se observa la carcasa en forma de espiral. La bomba centrífuga clásica de una rueda estructurada tal cual la conocemos en la actualidad fue desarrollada por el inventor norteamericano William Andrews en 1839, cuando introdujo la carcasa tipo voluta en forma de espiral. En 1846, mejoró el rendimiento de sus bombas al usar en uno de sus diseños un impulsor completamente cerrado.

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Figura N° 1-6.- Diagrama de una bomba centrífuga típica, de uso general. Fuente: ANDRIZ Group em www.andritz.com/

Durante su vida W. Andrews recibió un total de 35 patentes, por diferentes inventos incluyendo patentes de bombas centrífugas. Otro inventor W. H. Jonson construyó en 1846 la primera bomba centrífuga multietapas, específicamente de tres etapas. El desarrollo amplio de las bombas centrífugas fue impulsado por la introducción del motor eléctrico de corriente alterna desarrollado a finales del siglo XIX, debido a la iniciativa de varios inventores pero el diseño del alemán Dobrowolsky de la firma AEG fue el primer diseño eficiente de motor eléctrico. El presentó en 1889 un patente para un motor eléctrico trifásico con jaula de ardilla de 80 Watts que tenía una Eficiencia aproximada del 80%. Con el motor eléctrico fue posible desarrollar velocidades lo suficientemente altas en equipos relativamente compactos, lo que permitió desde este momento movilizar caudales importantes de agua con presiones medias y altas, usando equipos significativamente más compactos y económicos que los equipos antecesores.

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2.- PARTES DE UNA BOMBA CENTRÍFUGA Los componentes básicos de una bomba centrífuga son la carcasa, el impulsor o impulsores en las bombas multietapas, el eje, los anillos de desgaste, los cojinetes, y los sellos mecánicos. Estos componentes están indicados en la figura N° 2-1 que presenta el diagrama de una bomba centrífuga seccionada indicando las partes principales.

Figura N° 2-2.- Diagrama en corte de un impulsor cerrado. Fuente: Manual Básico de Bombas, por José Acosta, 1995.

Los impulsores están compuestos por un cubo que lo une al eje y por los alabes que son los elementos que imparten velocidad o energía cinética al líquido que se bombea.

Figura N° 2-1.- Partes de una bomba centrífuga.

Dependiendo del diseño los impulsores también poseen un disco posterior que refuerza los alabes, que sirve para separar el área de succión del área de descarga y un protector en la parte frontal que se denomina gualdera. Un área importante para el desempeño del impulsor es la zona del ojo del impulsor, que es por donde el fluido entra a la bomba.

Fuente: Flowserve Corporation, en www.flowserve.com/Products /Pumps.

A continuación se realizará una descripción de los diferentes componentes de las bombas centrífugas.

2.1.- IMPULSORES Los impulsores son el corazón de la bomba, ya que son los elementos por medio de los cuales se transmite la energía al fluido. Las primeras contribuciones importantes y sistemáticas en el campo de la transmisión de la energía mediante elementos centrífugos fueron desarrolladas por físicos Franceses del siglo XVI y XVII entre los cuales se incluye a Papin. En 1838 A. Combs publicó un trabajo sobre el estudio del efecto de la curvatura de los alabes de los impulsores en la Eficiencia de las bombas centrífugas. En el Palacio de Cristal, en Londres, en el año 1851 durante la Exposición Mundial Appold’s logró 68% de Eficiencia en una bomba centrífuga equipada con un impulsor abierto de alabes curvados (tres veces más eficiente que cualquier bomba de la época). Un diagrama en corte de un impulsor es presentado en la figura N° 2-2.

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Los materiales de fabricación pueden ser diversos dependiendo de la aplicación para la cual fueron diseñados, variando desde fundición de hierro, acero al carbono, acero inoxidable, bronce, latón, aluminio y hasta los termoplásticos. En los primeros desarrollos de bombas centrífugas los impulsores eran abiertos y de alabes rectos. Al final de los siglos XIX y principios del siglo XX se inició el desarrollo intensivo de la hidráulica de los impulsores, con los estudios de Combs sobre hidráulica y de Appold sobre el efecto de la curva del alabe en la Eficiencia de las bombas centrífugas. El número de alabes usado en cada impulsor de las bombas comerciales, por lo general, está entre dos y siete dependiendo de la aplicación. Por ejemplo en impulsores para el manejo de sólidos, donde es necesario que los sólidos pasen por el cuerpo de la bomba sin atascarse, se utilizan solamente de dos a tres alabes por impulsor. Cuando se requiere mayor Eficiencia y flujo más uniforme y estable desde el punto de vista hidráulico, se utilizan de cinco a siete alabes por

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impulsor. Los impulsores se pueden fabricar con succión simple o doble succión. En la figura N° 2-3, se observa el diagrama de un impulsor de doble succión.

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plantas de procesos con excepción de las refinerías, donde por requerimientos de la norma API 610/ISO 13709 “Centrifugal Pumps for Petroleum, Petrochemical and Natural Gas Industries” se aplican los impulsores cerrados. A continuación se describen brevemente las principales características de estos tres tipos de impulsores comerciales.

2.1.1.- IMPULSORES ABIERTOS En los impulsores abiertos los alabes están libres, extendiéndose desde el cubo que los soportan, la figura N° 2-4 muestra un impulsor abierto.

Figura N° 2-3.- Diagrama de un impulsor de doble succión. Fuente: www.adrecotech.co.uk/7.html

El impulsor de succión simple es el que comúnmente vemos instalado en las bombas de procesos. En los impulsores de doble succión el fluido entra, uniformemente, por los dos ojos independientes de la succión y descargan en una sección de la carcasa que es común. Los impulsores doble succión son utilizados ampliamente en bombas de alto volumen como es el caso de las torres de enfriamiento y en sistemas con bajo Cabezal de Succión disponible. Existen diferentes diseños, definiciones y configuraciones para clasificar los impulsores, como por ejemplo por el flujo que circula en ellos, impulsores de flujo radial, impulsores de flujo mixto e impulsores de flujo axial. La clasificación más utilizada es la comercial que utiliza el punto de vista mecánico, que fundamentalmente consta de tres (3) diseños básicos de impulsores, los impulsores abiertos, los semi-abiertos y los cerrados. En Europa predomina el uso de los impulsores cerrados, llegando a porcentajes por arriba del 80%, sumando las diferentes aplicaciones, impulsado principalmente por la mejor Eficiencia y por el menor consumo de energía relativo. En América, por razones de economía en la implantación de los proyectos o en la inversión inicial, el uso de los impulsores semi-abiertos está más difundido que los impulsores cerrados en las

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Figura N° 2-4.- Diagrama de un impulsor abierto. Fuente: www.keystec.com/Air_Whip.html

Estos impulsores son usados para el movimiento de fluidos en bombas de bajo costo, pero fundamentalmente para manejar mezclas de sólidos y líquidos, debido a que se disminuye la posibilidad de que los elementos sólidos se atasquen en los pasajes formados por los alabes. También su uso está generalizado en bombas pequeñas donde la Eficiencia no es el elemento determinante para la selección, en este tipo de bomba los impulsores permiten un aprovechamiento máximo a un mínimo costo. Otra aplicación para este tipo de impulsor está en las bombas de flujo axial, donde son diseñados para mover grandes volúmenes de fluido. Por no tener los alabes ningún tipo de cubierta las áreas de succión y de descarga se encuentran en contacto permanente, por lo que no se requiere ningún elemento adicional para equilibrar las fuerzas axiales. Al no poseer disco posterior no existen superficies que pudiesen reaccionar con la presión hidráulica para generar las fuerzas axiales. La desventaja básica del impulsor abierto es que genera una Eficiencia global menor en la bomba.

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En bombas centrífugas más elaboradas se evita el uso de impulsores abiertos debido a que los alabes están expuestos a mayor esfuerzo hidráulico y su Eficiencia resulta baja comparada con otros diseños, al menos 5% por debajo de una bomba con impulsor semi-abierto con las mismas características.

7

dispositivos para lograr el balance de fuerzas axiales como es el caso de los pistones para el balance axial. La figura N° 2-6 muestra el diagrama de un impulsor semi-abierto con agujeros para equilibrar el empuje axial.

2.1.2.- IMPULSORES SEMI-ABIERTOS En los impulsores semi-abiertos los alabes están soportadas por un plato posterior, pero están libres en la parte frontal. La figura N° 2-5 muestra el diagrama de un impulsor semi-abierto para una bomba de procesos tipo ASME B73.1 “Specification for Horizontal End Suction Centrifugal Pumps For Chemical Process”.

Figura N° 2-6.- Diagrama agujeros de balance en impulsores semi-abiertos. Fuente: Rukmani Engineering Works

Figura N° 2-5.- Diagrama de un impulsor semiabierto. Fuente: ecom.coastal.com/.../Centrifugal-training.aspx

Otro dispositivo utilizado para el balanceo axial de este tipo de impulsores son los alabes posteriores en el impulsor o POV (Pump Out Vanes), aplicado principalmente en bombas que manejan productos con contaminantes o partículas sólidas, ya que la fuerza centrífuga generada por estos alabes mantiene los contaminantes fuera de la zona de los anillos de desgaste. La figura N° 2-7 muestra los POV.

Son usados en las bombas de procesos de aplicación general y en servicios donde se requiere el manejo de sólidos. En bombas de baja y media energía son más eficientes que otros diseños de impulsores debido a que la eliminación de la tapa frontal o gualdera reduce la fricción contra la voluta, por esta razón mantienen un equilibrio entre el costo y el rendimiento. En los impulsores semi-abiertos para lograr equilibrar las fuerzas axiales, por lo general se perforan agujeros en el impulsor, lo cual comunica la zona de succión con la zona de descarga generando el balance de las presiones. Estos agujeros afectan en algo la Eficiencia del sistema, pero sin llegar a tener un impacto importante. En equipos de mayor energía, como es el caso de las bombas centrífugas multietapas se utilizan otros

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Figura N° 2-7.- Diagrama mostrando los POV (Pump Out Vanes). Fuente: takangming.en.alibaba.com/productshowimg/331656978-210381299 /Impeller.

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La utilización principal de este tipo de accesorio es básicamente para disminuir la presión en la caja de sellos, sin embargo al mismo tiempo al incrementar la velocidad del fluido en parte trasera del impulsor causa una disminución de los efectos de la presión hidráulica acumulada resultando en la reducción de las fuerzas axiales que soportan los cojinetes de empuje axial. La Eficiencia y efectividad de estos alabes va a depender de las holguras entre el impulsor y la carcasa en esta área. Este tipo de solución no es aceptada por el API 610 en la sección 6.7 “Wear rings and running clearances”.

2.1.3.- IMPULSORES CERRADOS En los impulsores cerrados los alabes están cubiertos con un plato frontal y uno plato posterior. Este impulsor resulta ser más conveniente para bombas que desarrollan altas presiones, ya que las tapas ayudan a separar el área de succión del área de descarga, permiten mayor control de la dirección del fluido bombeado, disminuyen el deslizamiento de fluido entre la zona de alta presión y la zona de baja presión y mejoran la Eficiencia general de la bomba. La figura N° 2-8 muestra la fotografía de un impulsor cerrado.

8

La misma norma destaca que los impulsores semiabiertos pueden ofrecer alta Eficiencia que otros impulsores, ya que se elimina la fricción de disco de una de las caras. En las bombas verticales es posible ajustarlas holguras de rodaje actuando en el acoplamiento o en el tope de la bomba, sin desmontar la bomba. Los impulsores abiertos los indica para las bombas axiales tipo pópela de alto flujo y bajo cabezal de descarga y en las bombas de sumidero. Los impulsores cerrados son usados en bombas multietapas y de alta energía donde se requiere mayor control del flujo. Por su complejidad en cuanto a configuración resultan más costosos en su fabricación que los impulsores abiertos y semi-abiertos. En definitiva el diseño apropiado de impulsor depende de las características constructivas de la bomba, de la industria donde se aplicará, de la complejidad del servicio y del trabajo específico que desarrollará la bomba centrífuga que lo contendrá.

2.2.- EJE El eje es el componente que conecta el elemento motor con el impulsor, y por medio de éste es transmitida la energía desde el motor o elemento accionador a la bomba. El eje debe ser dimensionado de forma que sea capaz de transmitir el máximo torque requerido en cualquier condición especificada para la operación de la bomba, lo cual incluye los torques transitorios de la fase de arranque, los cambios de las condiciones del proceso y los cambios de velocidad en las aplicaciones donde las bombas están movidas por accionadores de velocidad variable.

Figura N° 2-8.- Fotografía de un impulsor cerrado.

Una buena aproximación del diámetro mínimo que debe tener el eje de una bomba centrífuga para soportar el torque máximo al que será sometido es presentada en la ecuación N° 2-1:

Fuente: Runkmani Engineering works

El Standard API 610 / ISO 13079 en 11ava edición indica que todos los impulsores de las bombas fabricadas bajo esta norma tienen que ser del tipo cerrado, semi-abierto o abierto. Destacando que con los impulsores del tipo cerrado se logra menos sensibilidad a la posición axial, por lo cual son preferibles para ser aplicado en bombas centrífugas con eje largo donde el desplazamiento axial debido a la expansión/contracción térmica o debido al empuje axial puede ser sustancial. JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

D3

BHP * 321.000 RPM * Stress [2-1]

D:

Diámetro del eje, en Pulgadas.

BHP:

Potencia, en HP.

RPM:

Velocidad de la bomba, en rev/min.

El “Stress” está representado en la ecuación N° 22:

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Stress 

" Yield Strength" Factor de Seguridad

[2-2]

9

los bujes inter-etapas, en los anillos de desgaste y en los cojinetes. La figura N° 2-9, muestra cuales son las medidas L y D.

Factor de Seguridad: Tomar el valor de 14,2 (este es el valor más utilizado), es relativamente alto debido a que en los arranques los motores pueden desarrollar torques entre 8 y 13 veces el torque nominal. “Yield Strength” (Resistencia a la Fluencia) Es la resistencia a la fluencia del material utilizado en la fabricación del eje. A continuación los módulos de resistencia a la fluencia típicos de una colección de materiales usados con frecuencia en la fabricación de ejes para bombas.      

Acero 1040 76.000 psi. Acero 4140 95.000 psi. Acero 4340 101.000 psi. Nitronic 40 (Duplex) 132.000 psi. Acero inoxidable 410 130.000 psi. Acero inoxidable 316 40.000 psi.

En situaciones operacionales se ha observado reducción del diámetro del eje de bombas centrífugas (perdida de material) debido a roce o contacto del eje en rotación con guarda acoples, tapas protectoras mal colocadas, etc. Esta ecuación permite evaluar si el diámetro remanente del eje es capaz de soportar la carga hasta que se disponga de un eje nuevo. Es buena práctica, en esos casos, eliminar las rebabas y resaltes (material indeseable resultado del contacto) que posee ángulos cortantes y concentradores de esfuerzos, para evitar aceleración de la falla e intentar la extensión de la vida del eje, hasta disponer del reemplazo.

2.2.1.- DEFLEXION DE LOS EJES Los principales elementos que influyen en la deflexión de los ejes de las bombas de succión frontal son el diámetro D y la distancia L entre el cojinete y el centro del impulsor. La magnitud L es la longitud entre el centro del impulsor y el primer cojinete, en pulgadas (mm, en sistema internacional) y la magnitud D es el diámetro del eje, en pulgadas (mm, en sistema internacional). El diámetro D del eje no solamente debe ser capaz de resistir el torque de la bomba, sino que también debe proporcionar al eje la suficiente rigidez para evitar deflexiones excesivas que produzcan daños en los sellos mecánicos, en

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Figura N° 2-9.- Diagrama del rotor de una bomba de succión frontal, mostrando el sello y los cojinetes. Fuente: Dibujado por el autor.

La deflexión en los ejes no debe ser mayor a la holgura mínima de rodaje de la bomba para evitar el atascamiento o daños en los componentes. El máximo doblez o “run out” permitido en el eje de la bomba no debe exceder 50μm (0,002 pulgadas). De hecho en el API 610 / ISO 13709 11va edición, en la sección 6.9 “Dynamics”, 6.9.1 “General”, indica que para obtener un rendimiento adecuado de los sellos mecánicos la rigidez del eje debe limitar la deflexión, a 50μm (0,002 pulgadas) en la cara primaria del sello mecánico en la condición más severa condición dinámica, en el rango aceptable de operación y con el máximo diámetro del impulsor. Es conocido y ampliamente difundido en la literatura que una pequeña deflexión de 50m o 75m (0,002 o 0,003 pulgadas) causa desgaste irregular en las caras de los sellos y reduce la vida de los cojinetes. En la figura N° 2-10 podemos observar una gráfica que representa el factor de deflexión del eje de una bomba de succión frontal típica en función de la ubicación del punto de operación de la bomba, basado en un % del Punto de Mejor Eficiencia o BEP. Por diseño la menor deflexión se consigue en el Punto de Mejor Eficiencia (Conocido por sus siglas en inglés BEP, “Best Efficiency Point”). El BEP es el caudal y la presión de diseño de una determinada bomba centrifuga, en este punto de operación fueron optimizado los ángulos de los alabes y los canales hidráulicos del equipo.

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Figura N° 2-10.- Gráfica de deflexión vs del BEP.

el %

Fuente: Manual Básico de Bombas, por José Acosta, 1995.

Cuando el caudal del equipo se desplaza a la derecha o a la izquierda de este punto, la deflexión del eje aumenta, magnificándose a la izquierda de este punto en factores de dos y tres veces la magnitud en el Punto de Mejor Eficiencia (BEP). A la derecha de este punto la magnificación de la deflexión del eje es mucho menor. El límite máximo de deflexión es establecido mediante el Índice de Rigidez (Isf) representado por la ecuación N° 2-3:

Isf 

L3 D

[2-3]

Donde L es la distancia entre el impulsor y el cojinete más próximo en pulgadas (en mm para el Sistema Internacional) y D es el diámetro del eje en pulgadas (mm, para el Sistema Internacional). Este factor es utilizado en la figura N° 2-11 para compararlo con la deflexión del eje en la cara de los sellos mecánicos de una bomba de succión frontal, típica.

Fuente: Manual Básico de Bombas, por José Acosta, 1995.

Si la aplicación de la bomba de procesos no es demandante en cuanto a variaciones de flujo o de condiciones de procesos se pueden utilizar 3 4 bombas con relaciones L /D , mayores ubicándose en rangos que van de 100 (3,8 en SI) a 200 (12 en SI). En las siguientes condiciones se sugiere estudiar en detalle la necesidad de exigir 3 4 al fabricante que el L /D esté por debajo de 60, es decir con mayor rigidez: 

Cuando las bombas son sometidas a arranques y paradas frecuentes.



Cuando las bombas son operadas con sistemas de variación de velocidad.



Cuando en las necesidades del sistema predominan las demandas de presión sobre las de caudal.



Cuando es necesario operar fuera del BEP, o estrangulado el flujo a la descarga para ajustar la bomba a las necesidades del sistema.



Cuando existen problemas que afectan la bomba como son cavitación, bajo flujo, vibración mecánica, paso de alabe, recirculación interna, etc.

4

Como regla general la relación L /D debe mantenerse por debajo de 60 (en Sistema Internacional, SI, debe ser menor o igual a 2,4) para facilitar el funcionamiento de los sellos y cojinetes, extendiendo la vida de estos componentes. 3

Figura N° 2-11.- Gráfica de deflexión vs el Índice 3 4 de Rigidez (L /D ) en una bomba de succión frontal típica.

4

3

4

Es te valor de L /D de 60 genera polémicas entre los fabricantes y usuarios de las bombas centrífugas principalmente los usuarios de bombas de succión frontal para procesos donde aproximarse a este valor aumenta considerablemente los costos de fabricación de la bomba y los costos de venta al usuario final.

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10

El criterio de rigidez para los ejes también pude ser aplicada a bombas con el impulsor entre cojinetes (código BB1 de acuerdo al API 610/ISO 13709) tal como muestra la figura 2-12. 2

4

Ahora la ecuación pasa a ser XL /D donde se incluye la separación entre cojinetes la dimensión X, al igual que en la ecuación para bombas de succión

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frontal las dimensiones son en pulgadas (mm, Sistema Internacional, SI). Los valores aceptables en este caso deben estar por debajo de 15 (en Sistema Internacional debe ser menor a 0,6).

11

trabajan a por debajo de la primera Velocidad Crítica. La velocidad de estos equipos es menor a 3.600 RPM. El API 610 11ava edición en la sección 6.9 “Dynamics”, indica que los rotores de una o dos etapas deben ser diseñados para que la primera velocidad crítica este al menos 20% por arriba de la máxima velocidad de operación. La resonancia en el rotor de una bomba centrífuga puede aparecer a velocidades de rotación mayores a 3.600 RPM, en bombas con ejes largos y diámetros relativamente pequeños, en bombas verticales y en bombas montadas entre cojinetes (BB1, BB2, BB3, BB4 y BB5 en la nomenclatura del API 610) doble succión y multietapas.

Figura N° 2-12.- Diagrama del rotor de una bomba con impulsor entre cojinetes mostrando las dimensiones L, D y X. Fuente: Dibujado por el autor.

En el API 610 11ava edición en el Anexo K se incluye un elemento adicional para la evaluación de la deflexión de los ejes en las bombas, específicamente indicado para las bombas OH1 y OH2. Este elemento es el factor de tamaño (size factor) Kt que resulta de la multiplicación del caudal Q con el cabezal H, dividido sobre la velocidad de rotación N. El espirito de la aplicación de este factor es demandar una mayor rigidez en los ejes de bombas de mayor energía, que es una debilidad de la ecuación 2-3, visualizada de forma simple. La deflexión del eje de la bomba como otros parámetros también son influenciados por el rango de operación de la bomba. En las bombas multietapas es más complejo determinar el comportamiento de la deflexión del eje. Cuando el equipo está en reposo la deflexión del eje es máxima y cuando la bomba está operando la deflexión disminuye debido a que cuando la bomba está en funcionamiento el eje tiende a estabilizarse. En funcionamiento los anillos de desgaste y los anillos inter-etapas de la bomba actúan como cojinetes que generan esfuerzos que sustentan y estabilizan al eje.

2.2.2.- DINAMICA DE ROTORES La mayoría de las bombas comerciales de una sola etapa del tipo succión frontal (overhung, tipo OH1 y OH2) usadas en la Industria Petrolera tanto fabricadas siguiendo la norma ANSI o la norma API, son denominadas de eje rígido debido a que

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El análisis rotodinámico de las Velocidades Críticas Laterales debe ser desarrollado para todas las bombas usando los criterios de la tabla 18, de la sección 9.2.4 “Dynamic” del API 610 11ava edición. Esta tabla es una guía que establece cuando el análisis de las velocidades críticas laterales debe ser desarrollado. Es una tabla muy simple si existen diseños de bombas similares ya probadas y en servicio o si el rotor es rígido el estudio no es necesario. Cuando el análisis debe ser solicitado tiene que ser incluido en la orden de compra y debe incluir al menos las resonancias del eje en seco y húmedo (que considera la influencia de los sellos mecánicos, los sellos de laberintos y de los bujes interetapas) para las holguras de diseño y para holguras 2x (doble de las holguras de rodaje). Cuando en el tren de bombeo existen cajas de engranajes, motores de combustión como equipos accionadores, motores eléctricos sincrónicos, turbinas o sistemas para la variación de la velocidad se debe solicitar como parte de las especificaciones de compra el análisis de las Velocidades Críticas Torcionales. El API 610/ISO 13709 es específico en cuanto a los límites de potencia donde es necesario desarrollar un análisis de velocidades críticas torcionales a todo el tren de bombeo, siendo necesario en las siguientes condiciones: 

Trenes que comprenden tres o más equipos acoplados con potencias iguales o mayores a 1500 kW (2.000 HP).



En motores eléctricos y turbinas mayores a 1500 kW (2.000 HP).



En motores de combustión interna mayores a 250 kW (335 HP).



Motores sincrónicos de 500 kW (670 HP) o mayores.

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



Motores eléctricos con variadores de frecuencia con potencias de 1000 kW (1350 HP) o mayores. Bombas verticales con potencias mayores a 750 kW (1000 HP).

Estas velocidades críticas torcionales deben estar 10% por arriba o por debajo de cualquier frecuencia de excitación que se encuentre en el rango de velocidades de operación del conjunto (el conjunto está compuesto por la bomba, motor caja de engranajes y acoplamiento).

2.3.- CARCASA

12

Los tres principales tipos de carcasa tipo voluta son:

a. Voluta simple. b. Doble voluta. c. Voluta concéntrica. a.- Voluta simple Por su sencillez, la voluta simple es el tipo más común de construcción, está generalizado en las bombas de baja y media energía debido a que genera bajos costos relativos de fabricación, son relativamente sencillas de maquinar y ajustar. La figura 2-13 muestra el cuerpo de una carcasa tipo voluta simple.

La carcasa es el cuerpo de la bomba centrífuga, en este capítulo se hará diferencia entre el diseño externo y el diseño interno de la carcasa de las bombas centrífugas. El diseño interno de la carcasa permite capturar el líquido a alta velocidad transformando la energía cinética, que trae el fluido, en presión. Externamente las formas y elementos constructivos de las carcasas permiten soportar las fuerzas generadas en el proceso de bombeo.

2.3.1.- CARCASA INTERNA Los diseños de las bombas centrífugas de procesos que son usadas en la Industria Petrolera están regulados fundamentalmente por las normas API 610/ISO 13079 y por la ASME B73.1.

Figura N° 2-13.- Cuerpo de una carcasa tipo voluta simple.

Las carcasas de las bombas fabricadas bajo el B73.1 manejan una presión máxima de 20 bars (300 psig) a una temperatura de 150 °C (300 °F); las bombas diseñadas siguiendo el API 610/ISO 13709 pueden trabajar con presiones de hasta 52 bars (750 psig) a una temperatura de 260 °C (500 °F). En ambos casos los diseños para presiones mayores son considerados diseños especiales.

Este tipo de diseño de carcasa resulta práctico, debido a que la conversión de energía cinética en presión se realiza de forma eficiente. La forma en espiral de la voluta permite un incremento del área a una razón proporcional, que mantiene al líquido, que es descargado del impulsor, a una velocidad constante hasta que es difundido en la carcasa.

En los diseños iniciales de las bombas centrífugas se utilizaban carcasas cuadradas, hasta que en 1839 el inventor norteamericano W. H. Andrew introdujo un modelo de carcasa tipo espiral bastante rudimentaria. Los diseños o arreglos fundamentales de las carcasas de las bombas centrífugas son la voluta y el difusor, a continuación una breve descripción de los dos diseños de carcasa.

Clásicamente la velocidad de referencia tomada para el diseño de las volutas es la velocidad en el Punto de Mejor Eficiencia (BEP) y las velocidades en otros puntos de operación son estimadas en función de la velocidad del fluido en el BEP. En la actualidad el diseño computarizado de las bombas ha permitido modelar las velocidades del fluido en las diferentes condiciones de operación.

2.3.1.1.- Voluta

La figura N° 2-14 presenta el esquema de una bomba con carcasa tipo voluta mostrando las flechas orientadas radialmente que indican la dirección de las fuerzas, que el fluido está ejerciendo contra el centro de la bomba. La principal desventaja de este tipo de carcasa es

La configuración tipo voluta de la carcasa, en una bomba centrífuga, se asemeja a la forma de un espiral

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Fuente: Castwel Foundry Agra, Uttar Pradesh

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que el esfuerzo radial se incrementa debido al cambio constante del área seccional de la carcasa.

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reducción relativa del área de la voluta, equilibrando de esta forma las fuerzas radiales cuando la bomba trabaja a caudales fuera del caudal de diseño. Esta modificación de la voluta aumenta la vida de los cojinetes radiales, ya que reduce las fuerzas radiales transmitidas al eje entre 1/6 y 1/3 de las fuerzas observadas en bombas con voluta simple.

Figura N° 2-14.-

Diagrama de una bomba con carcasa tipo voluta simple.

Fuente: www.pumpfundamentals.com/DOUBLEVolute.pdf

En la figura 2-14 se observa que a medida que el caracol de la carcasa se aproxima a la garganta de salida las fuerzas radiales se incrementan sustancialmente. La magnitud de estas fuerzas es indicada por el tamaño de las flechas, las cuales se incrementan progresivamente al aproximarse al área de descarga. Existen problemas asociados al desbalance de las fuerzas radiales que causan diferentes tipos de eventos. El esfuerzo radial excesivo puede causar la deflexión del eje, sobrecarga en los cojinetes radiales y axiales, daños en las caras de los sellos mecánicos, daños en las estoperas de las cajas de cojinetes y otros efectos que acortan la vida operativa de la bomba. En las bombas de bajo caudal usadas para aplicaciones especiales, como las bombas para manejar sólidos y desechos, se acostumbra a usar carcasas de voluta simple.

Figura N° 2-15.- Diagrama de una bomba con carcasa, tipo doble voluta. Fuente: www.pumpfundamentals.com/DOUBLEVolute.pdf

En el pasado la fundición de las carcasas de doble voluta en bombas de baja capacidad representaba un problema porque sé hacia muy difícil que la vena de separación que divide la voluta quedara bien fundida y sin imperfecciones. Las imperfecciones causan altas perdidas de energía en la bomba, tanto hidráulicas como por fricción. En la actualidad las técnicas de fundición se han perfeccionado y permiten un mejor control de los acabados y de las áreas de los pasajes de las volutas dobles. La figura 2-16 muestra una carcasa doble voluta fundida mostrando la vena de separación.

b.- Doble voluta La carcasa de doble voluta se utiliza principalmente en las bombas diseñadas siguiendo el API 610/ISO 13709 o en las bombas de gran capacidad. En las carcasas de doble voluta se incorpora una vena interna a lo largo del espiral de la carcasa. La figura N° 2-15 muestra el diagrama en corte de una bomba con carcasa de doble voluta, mostrando la vena interna y la distribución de fuerzas radiales. Este diseño de carcasa reduce el desbalance de presiones radiales alrededor de la periferia del impulsor, mediante la división del flujo total y

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Figura N° 2-16.- Carcasa con doble voluta mostrando la vena de separación. Fuente:http://www.cixihuili.com/html/product_174.html

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La fabricación de estas carcasas resulta más costosa y se experimenta una reducción de la Eficiencia de estas bombas con respecto a las bombas de voluta simple de entre 1 y 2%, debido al incremento de la fricción en las superficies adicionales. Sin embargo las ventajas hidráulicas superan cualquier pequeño inconveniente que se pueda observar en estas bombas, siendo ampliamente usadas en procesos y aplicaciones exigentes.

son impulsores, sellos mecánicos, ejes, cojinetes etc. Parte del conocimiento de las bombas centrífugas es entender cómo actúan estas fuerzas en el interior de la bomba. Una aproximación de los valores de los esfuerzos radiales en bombas de procesos es dado por la ecuación N° 2-4 de Esfuerzo Radial en una bomba centrífuga tal como sigue a continuación:

F

c.- Voluta concéntrica En contraparte a las bombas de voluta tipo espiral existen las volutas concéntricas, muy comunes en bombas de relativamente bajo costo, alto Cabezal de Descarga relativo y baja Velocidad Específica (NS). En estas bombas la carcasa es circular y mantiene una distancia fija con el diámetro exterior del impulsor. La figura 2-17 muestra el modelo de una bomba con carcasa concéntrica.

14

K * H * D2 * B2 2,31

[2-4]

F:

Esfuerzo radial, en Libras.

H:

Cabezal Diferencial de la bomba, en Pies.

D2:

Diámetro del impulsor, en Pulgadas.

B2:

Ancho del impulsor en el área de descarga, en Pulgadas.

K:

Constante, definida con la ecuación N° 2-5

Donde K es:

K  0,36 * (1  [

Figura N° 2-17.-

Diagrama de una bomba con carcasa concéntrica.

Fuente: www.gouldspumps.com/download_files/lf3196_i_FRAME/

Q 2 ] ) Q BEP

[2-5]

Q:

Caudal a cualquier capacidad, en gpm.

QBEP:

Caudal en el BEP, Punto de Mejor Eficiencia, en gpm.

Si observamos la figura N° 2-18 podemos ver cómo influye en el esfuerzo radial de las bombas centrífugas el operar fuera del Punto de Mejor Eficiencia (BEP).

La carcasa concéntrica es ampliamente utilizada en bombas de acero inoxidable fabricadas por estampado y cuando las carcasas son fabricadas por fundición se reduce considerablemente el trabajo de maquinado y la complejidad de los moldes. Este tipo de carcasa se aplica en bombas que acomodan impulsores de diferentes diámetros o que requieren que los pasajes de la carcasa sean maquinados en detalle, como es el caso de las bombas sanitarias, bombas criogénicas, etc.

2.3.1.2.-

Fuerzas Radiales en Bombas Centrifugas

Como fue explicado en la sección anterior que habla de las carcasas tipo voluta, en el proceso de bombeo centrífugo se generan fuerzas radiales y axiales que actúan sobre los componentes como JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

Figura N° 2-18.- Fuerza radial vs % de la capacidad normal. Fuente: Centrifugal pump user's guidebook: problems and solutions Por S. Yedidiah Charter 10.

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La figura contiene el comportamiento del esfuerzo radial para diferentes diseños de carcasa tipo voluta. Como se observa en la gráfica, que es referencial, usando carcasas de doble voluta se pueden lograr reducciones del esfuerzo radial en más de un 40% cuando se opera fuera del BEP. Cuando se tiene una voluta simple o estándar a 100% del caudal de diseño el esfuerzo radial no supera más del 20% del esfuerzo que se alcanza en el punto de cierre o “shutoff”, cuando la válvula de descarga está completamente cerrada, es allí cuando el esfuerzo radial es máximo en las carcasas tipo voluta simple o Standard.

15

velocidad, usando para ello la orientación de los ángulos de entrada y salida, esta acción convierte la energía cinética del líquido en energía de presión, adicionalmente dirigen el líquido a la boquilla de descarga. La figura N° 2-19 muestra un diagrama de una bomba construida con una carcasa tipo difusor, donde es posible observar los alabes fijos.

Al desplazarse el caudal tanto a la derecha como a la izquierda del BEP, Punto de Mejor Eficiencia el esfuerzo radial aumenta considerablemente. Cuando se usa una carcasa tipo voluta pero concéntrica el balance de las fuerzas radiales mejora considerablemente reduciendo el esfuerzo radial máximo a un 60% del esfuerzo total alcanzado con una carcasa de voluta simple en espiral. Finalmente con el arreglo de doble voluta las fuerzas radiales están completamente equilibradas, lo que reduce la fuerza radial máxima del equipo a un 20% del total del esfuerzo radial alcanzado en una bomba de voluta simple del tipo espiral. Las fuerzas radiales excesivas son las principales causantes de la deflexión de los ejes por arriba de lo esperado, lo cual origina los daños prematuros de los siguientes componentes: anillos de desgaste los cuales se erosionan por roce, los cojinetes que soportan mayores fuerzas que las esperadas normalmente, los sellos mecánicos que se desgastan de forma no uniforme y son afectados por el aumento en el calor generado en las superficies de contacto y puede causar hasta la fatiga del eje cuando las fuerzas radiales son cíclicas.

Figura N° 2-19.- Diagrama de una bomba con carcasa tipo difusor. Fuente: Flowserve/PROS+SE/Release 3.03a

Históricamente el primer desarrollo de carcasas tipo difusor del que se tenga conocimiento fue el patentado, en 1875, por el científico Inglés Osborne Reinold. La figura N° 2-20 muestra la fotografía de un difusor para bombas centrífugas.

Existen otros elementos del diseño de la voluta que pudiese influenciar en la fluctuación de las fuerzas radiales como por ejemplo la holgura entre el radio exterior del impulsor y la lengüeta de la voluta. Figura N° 2-20.- Fotografía de un difusor para bombas centrífugas.

2.3.1.3.- Difusor

Fuente: Fotografiado por el autor.

La construcción tipo difusor en una carcasa, es fundamentalmente una serie de alabes o paletas fijas alrededor del impulsor. La carcasa tipo difusor trabaja de la siguiente forma: los alabes reciben el líquido descargado por el impulsor reduciéndole la

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El diseño de carcasa interna tipo difusor es aplicado principalmente a bombas de ingeniería donde se requiere el manejo de mayores volúmenes de fluidos con presiones medias y

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altas, utilizando dimensiones más reducidas a las que pudiesen resultar de utilizar una bomba con carcasa tipo voluta. La principal desventaja en la utilización de las bombas con difusor está en su complejidad, que incrementa los costos de fabricación.

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los choques hidráulicos principalmente los causados por el paso de los alabes. Para las bombas con difusores la dimensión “B” debe estar entre el 4 y 12% del diámetro del impulsor, con un valor preferencial del 6% y para las bombas con voluta debe estar entre el 6 y 12%, con un valor preferencial del 10% del diámetro del impulsor.

Existe diseños de carcasa tipo difusor donde los alabes guías son variables es decir pueden ser ajustados manualmente si se prevén cambios prolongados en los regímenes de flujo. Esto es con la finalidad de permitir mayor Eficiencia y el acoplamiento con las exigencias del sistema, dando flexibilidad para operar en rangos más amplios de caudal.

2.3.2.- INTERACCIÓN CARCASA – IMPULSOR La interacción entre la carcasa y los impulsores en el interior de la bomba es fundamental para el comportamiento hidráulico adecuado del equipo. Para lograr un buen desempeño hidráulico se deben mantener las unas dimensiones críticas entre los impulsores y la carcasa con la finalidad de reducir los choques hidráulicos, las pulsaciones y el ruido que se genera como resultado de la conversión de la energía cinética en energía de presión. Estas dimensiones se describen a continuación. En la figura N° 2-21 se muestran la dimensión crítica “A” o GAP “A” y la dimensión crítica “B” o GAP “B”, en la interacción carcasa- impulsor. La dimensión “A” (GAP “A”, en la figura 2-21) es la distancia entre el tope del impulsor y la garganta de entrada a la voluta o difusor, con ella se controlan las presiones en la parte posterior del impulsor, reduciendo los fuerzas axiales. Tanto para el diseño de carcasa tipo voluta como para las carcasas tipo difusores la dimensión “A” debe estar en el orden de 1,27 mm (0,050 pulgadas). El corte de los impulsores para el ajuste del Cabezal puede traer complicaciones con la dimensión “A” generando vibraciones axiales, por lo general de alta frecuencia, los impulsores de doble succión son especialmente sensibles a problemas relacionados con el incremento de la dimensión “A”. La dimensión “B” (GAP “B”) es la distancia entre el tope del impulsor y la lengüeta de la voluta (Cut Water) o la punta de los difusores. Con ella se controla el esfuerzo y la amplitud de

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Figura N° 2-21.- Dimensiones “A” y “B” para bombas centrífugas. Fuente: Reliability-Driven Pump Maintenance: by Terry Hernandez_The Pump Handbook series.

El uso o aplicación en una bomba del diámetro más pequeño en un determinado tipo de impulsor causa el incremento de la turbulencia en el interior de la carcasa, específicamente en la entrada a la voluta o difusor propiciando la erosión y las pulsaciones. Es recomendable usar el mayor diámetro posible en los impulsores disponibles o hacer el ajuste del GAP “A” o “B” para evitar estos problemas. Una gran variedad de fallas en los impulsores de las bombas centrífugas están relacionadas con la incorrecta fijación de estas dimensiones. Las pulsaciones causadas por la dimensión “A” (GAP “A”) superior al mínimo permitido, combinado con un flujo reducido en la bomba

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puede causar la rotura de los impulsores a nivel del borde de ataque de los alabes a la descarga. Las pulsaciones en bombas que estén siendo operadas a bajo flujo no deben superar el 5% del Cabezal desarrollado por la bomba; en condiciones de flujo normal las pulsaciones deben ser irrelevantes. Con el incrementando del GAP “B” de 1% a 6% las pulsaciones hidráulicas se pueden reducir de entre 80 y 85% Los efectos de la incorrecta fijación de dimensiones “A” y “B” alcanzan también a sellos mecánicos y los cojinetes, debido a variación constante de las fuerzas axiales de bombas.

las los la las

2.3.2.1.- Paso de Alabe Existe un fenómeno denominado Paso de Alabe que se presenta cuando se ajusta inadecuadamente el GAP “B”. El fenómeno ocurre cuando la holgura es inadecuada y existe mucha proximidad entre la lengüeta de entrada al canal de descarga de la bomba o “Cut Water”, y el diámetro exterior del impulsor causando el aumento de la velocidad del líquido en este punto, por balance y conservación de la energía este aumento de velocidad provoca la reducción del presión del líquido en esta área dando como resultado una vaporización del líquido, si se alcanza la presión de vapor (HVP) de la mezcla. Es una cavitación localizada ya que inmediatamente, aguas arriba de la lengüeta, las burbujas colapsan al incrementarse la presión del sistema. Las principales normas para las bombas centrífugas como la API 610/ISO 13709 en la sección 6 “Basic Design” en el párrafo 6.1.15 pide que se aplique esta regla, sobre todo en las bombas con Cabezales mayores a 200 m (650 pies) por etapa y de al menos 225 KW (300 HP) por etapa, con la finalidad de reducir la vibración a las frecuencias correspondiente al Paso de Alabe, “Vane Passing”. Debido a que problemas de ajuste de las dimensiones “A” y “B” en bombas de este tamaño causarían daños importantes en los sellos, cojinetes y otros componentes causado por las vibraciones y el desbalance de fuerzas axiales. Los daños o perturbaciones causadas por este fenómeno van a depender de los niveles de energía de la bomba. Cuando se producen daños se observa desgaste de la lengüeta de descarga de la carcasa o “Cut Water”, y a nivel de impulsor se observan daños en el centro del alabe en la cara activa en el topo del impulsor.

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Desde el punto de vista de las vibraciones mecánicas estas se manifiestan a una frecuencia que es el resultante de la multiplicación de la velocidad de rotación del rotor de la bomba, multiplicada por el número de alabes del impulsor incluyendo las armónicas a 2x y 3x, por ejemplo si la bomba centrífuga tiene una velocidad de 3.600 RPM y cinco alabes en el impulsor el paso de alabe se manifiesta a 18.000 RPM con armónicas a 36.000 y 54.000 RPM. La magnitud de la vibración va a depender de los niveles de energía de la bomba y del ajuste del GAP “B”. Cuando se va a ajustar el diámetro de un impulsor se debe realizar una evaluación del comportamiento hidráulico de la bomba antes de realizar el ajuste con la finalidad de evitar las posibles complicaciones de un ajuste inadecuado de las dimensiones “A” y “B”.

2.3.3.- DISEÑO EXTERNO DE LA CARCASA Existen diferentes formas y diseños para soportar externamente la carcasa de las bombas centrífugas, los principales son soportarla en la parte inferior o en el pie (foot mounted), montaje en la parte central o en pedestal (Center line mounted) y las bombas con carcasa en línea (inline casing).

2.3.3.1.- Montaje en el Pie Las bombas que son montadas en el pie son las bombas generales de procesos como las fabricadas bajo la norma ASME B73.1 y corresponde a la designación OH1 en la nomenclatura del API 610. De acuerdo con el API 610 11ava edición para bombas del tipo BB1, BB2, BB3, y BB5 si la temperatura de servicio de la bomba es menor a 150 °C (300 °F) (temperatura de servicio relativamente baja) se pueden usar carcasas montadas en el pie. Por su diseño y características estas bombas no son fabricadas para ser sometidas a grandes cargas o grandes temperaturas. Los acabados de estas bombas son variados y dependen fundamentalmente de la complejidad de la aplicación para la cual son fabricadas, ellas no están diseñadas para soportar altos momentos torsionales y los costos relacionados con la implantación (inversión inicial) son significativamente más bajos que los costos de las bombas fabricadas siguiendo el API 610. La figura 2-22 muestra una bomba centrifuga diseñada con la norma ASME B73.1, con montaje en el pie.

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carcasa y el exceso de esfuerzos radiales y axiales sobre los rotores.

2.3.3.3.- Montaje en Línea En las bombas con carcasa en línea la succión y la descarga están alineadas y el cuerpo de la bomba tiene una configuración que le permite soportar un motor vertical. La figura Nº 2-24 muestra el diagrama de una bomba con montaje en línea. Figura N° 2-22.- Bomba horizontal fijada en el pie, ASME B73.1. Fuente: SULZER PUMPS, ANSI Process Pumps CPT adventage.

2.3.3.2.- Montaje Central Las bombas de montaje central son las fabricadas bajo la norma API 610/ISO 13709, corresponden a la designación OH2 del API 610. La figura 2-23 muestra una bomba de montaje central.

El cuerpo de la bomba no posee ningún tipo de soporte para la carcasa que se fije a un “skid” de metal o base estructural y pueden ser soportadas por las tuberías que están conectadas a sus bridas. Las bombas en línea van de capacidades y tamaños pequeños a medianos, debido a la limitación que representa el no tener un soporte firme y una base estructural. El uso de las bombas verticales en línea está muy extendido en las refinerías, plantas petroquímicas y mejoradores de petróleo debido a su capacidad para ahorrar espacio.

Figura N° 2-23.- Bomba Horizontal fijada en el centro tipo API 610. Fuente: www.sulzerpumps.com/desktopdefault.aspx

Figura N° 2-24.- Bomba vertical en línea. Fuente: www.fochpump.com/SLB-Vertical-Single-stage-Do.

Esta configuración, de montaje central, le permite a la bomba manejar mayores temperaturas y presiones. La razón para usar un montaje central es que minimiza las distorsiones causadas por las altas temperaturas y por los esfuerzos. Las tuberías y los equipos impulsores poseen gradientes de expansión diferentes, cuando se fija la bomba en el centro, la expansión térmica de la carcasa se realiza de forma uniforme y sin interferencias.

La configuración de esta bomba le permite ubicar el motor en posición vertical y por no requerir estructuras para soportarlas, facilita su uso en plantas o sistemas que están saturados de equipos, donde el espacio es el principal incentivo, pudiéndose colocar varios pisos de bombas sin necesidad de bases sólidas para soportarlas.

2.3.3.4.- Montaje de Bombas Verticales En este diseño las aletas de fijación de la carcasa están unidas en el eje central del cuerpo de la bomba, por lo que la expansión térmica de la carcasa se produce de forma uniforme evitando de esta forma la desalineación, la distorsión de la

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Las bombas verticales del tipo turbina deben ser montadas sobre un pedestal que permita que la columna de la bomba se sumerja en el líquido que se quiere bombear.

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Los pedestales son aplicados a las bombas verticales del tipo VS1, VS2, VS6 y VS7 según la nomenclatura del API 610. El diseño del pedestal contiene un soporte para el motor que se coloca también en la posición vertical, adicionalmente cuenta con un espaciador que permite la manipulación de los acoplamientos entre la bomba y el motor. El cabezal de la bomba se soporta en una plancha metálica por lo general de acero que fija el conjunto a la base, en las aplicaciones terrestres se completa o llena esta base con “grauting” para aumentar la rigidez del sistema.

La función fundamental de la base de soporte (Baseplate) es mantener la alineación precisa entre la bomba y el elemento accionador sea motor eléctrico, turbina a vapor, turbina a gas o cualquier otro equipo que suministre energía mecánica a la bomba.

La bomba está sumergida en el líquido y lo succiona directamente de la fuente que puede ser un pozo, un tanque o una cisterna, para luego elevarlo hacia el cabezal de la bomba en el tope que es quien contiene la brida de descarga. La figura Nº 2-25 muestra el diagrama de una bomba vertical tipo turbina montada sobre un pedestal.

Las dos normas de referencia para las bombas centrífugas usadas en este libro la API 610/ISO 13079 y la ASME B73.1 establecen las características básicas de las bases a usar en las bombas centrífugas.

La máxima pregonada por los especialistas en la materia es que la base del equipo no puede ser usada como punto de anclaje de la tubería y debe tener la suficiente rigidez para evitar distorsiones.

La norma ASME B73.1 indica fundamentalmente las dimensiones de la base, con la finalidad que la base engrane con las dimensiones de las familias de bombas y con las dimensiones de los equipos impulsores. Estos equipos impulsores son principalmente los motores eléctricos (La norma hace referencia a la especificación NEMA para los motores eléctricos donde se tienen normalizadas las familias de tamaños o ‘Frames”). A parte de cumplir con las dimensiones la norma pide que la base debe ser lo suficientemente rígida para limitar el desalineamiento paralelo del eje a 50m (0,002 pulgadas) cuando el torque de placa del motor es aplicado. La figura 2-26 muestra una base ANSI típica.

Figura N° 2-25.- Diagrama de una Bomba vertical tipo Turbina. Fuente: Dibujado por el Autor.

2.3.4.- INTERACCIÓN CARCASA - BASE DE SOPORTE.

Figura N° 2-26.- Bomba ANSI B73.1 insta-lada sobre una base típica para esta bomba.

Parte de la confiabilidad y disponibilidad de las bombas centrífugas depende de la durabilidad en servicio de sellos mecánicos, cojinetes y del mantenimiento de las holguras de rodaje. La prolongación de la vida operativa de estos elementos, entre otros factores, está relacionada con la base de soporte donde son instaladas las bombas centrífugas.

Fuente: Fotografiado por el autor.

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En la figura se observa la bomba centrífuga accionada por un motor eléctrico instalado en una base metálica hecha con perfiles, ya le fue colocado el “grout”, no posee drenajes y deja espacios internos donde se pueden acumular líquidos que pueden propiciar corrosión. Las bases ASME B73.1 son fabricadas de diversos materiales

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de acero estructural, acero estampado, hierro fundido y otros materiales no metálicos. La norma API 610/ISO 13079 es más exigente en cuanto a los acabados y a la rigidez. Esta norma exige que la base sea construida en una pieza única, con refuerzo de acero estructural, con acabados para facilitar el anclaje del “grout”. El API también pide agujeros para permitir el vaciado del “grout”, agujeros para el venteo del aire, elementos para el izamiento de la base, elementos que permitan la nivelación, recursos para facilitar la alineación del equipo impulsor, etc.

para medirlos. Luego de la implantación de la sexta edición de la norma muchas bombas aceptadas como API dejaron de serlo, debido a su falta de robustez del casco y de la base de soporte. Como recomendaciones generales para un mejor aprovechamiento de las bases de soporte es conveniente: 

Mantener la regla de una desalineación máxima de 50m (0,002 pulgadas).



Para facilitar el alineamiento del conjunto impulsor se deben colocar tornillos laterales para alineación, sobre todo cuando los motores son mayores a 25 HP ya que esto facilita los trabajos de posicionamiento del motor y la alineación de los equipos.



Establecer la bomba el equipo fijo, la bomba siempre está montada directamente sobre el pedestal de la base sin suplementos metálicos, ajustada y sincronizada a la tubería para evitar esfuerzos sobre las bridas de las bombas.

La figura N° 2-27 muestra una bomba API 610/ISO 13709, montada sobre una base típica fabricada por las especificaciones del API, se puede observar el refuerzo estructural, los agujeros para colocación del “graut”, recursos para alineación, y nivelación. Esta base debe tener pendiente para facilitar el flujo de los líquidos derramados al drenaje y debe ser de dimensiones mayores al conjunto que soporta para poder colectar los líquidos que se derraman por fugas. La soldadura debe ser corrida, no se permite la soldadura por puntos para evitar acumulación de líquidos y limitar espacios para la corrosión.

Figura N° 2-27.- Bomba de Montaje Central sobre una base API 610.

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2.3.4.1.- Bases Pre-Grauteadas En los últimos años se están usando las bases pregrauteadas de fábrica. La expansión observada en el uso de esta solución se basa fundamentalmente en la propuesta económica que ofrece ahorros de hasta un 30% en los costos de instalación, adicionalmente elimina las burbujas de aire y las posibles cavidades que forman en el vaciado del “grout”, garantizando de esta forma la rigidez del conjunto moto-bomba, adicionalmente el curado del “grout” se realiza de forma controlada y finalmente por el proceso poco traumático de la operación se preserva la integridad las superficies de montaje (Superficies mecanizadas donde son instalados los equipos tanto los equipos impulsores como los equipos principales).

Fuente: www.pumpworks610.com/brochures/PWH-Brochure-7-6-09.pdf

En la norma API se exige una base lo suficientemente rígida para tolerar una desalineación máxima de 50m (0,002 pulgadas). En cuanto a los esfuerzos en las boquillas (bridas de la tuberías) la norma es exigente establece los límites de las fuerzas y describe las metodologías de cómo debe ser medidos estos esfuerzos. De hecho hasta la sexta edición del API 610 no existía una metodología uniforme para medir los esfuerzos sobre las boquillas o bridas, dejando en manos de cada fabricante la metodología

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Sin embargo en la práctica se han observado problemas con las bases pre-grauteadas que son importantes de destacar a continuación: 

Los costos de embarque se incrementan por el peso adicional del “grout” en el conjunto, se estima entre 50 y 75% mayor al de una base no pre-grauteada.



Se han presentado complicaciones en el manejo de las base en el campo, debido al peso adicional del “grout” que se colocó en el “skids” de la bomba, lo cual motiva la

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redirección de la capacidad de los equipos de izamiento utilizados para manipular el conjunto. 

Los cuidados adicionales en la manipulación pueden diluir el ahorro identificado inicialmente.

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Por la estreches de las holguras estos anillos están sometidos a erosión y por lo cual se diseñan para que sean reemplazables de forma de garantizar la restitución de las holguras de rodaje a bajo costo y sin necesidad de realizar trabajos mayores.

Como ejemplo tangible durante la construcción de una refinería de 280 MBD de carga, aproximadamente el 20% de las bases o “skids” pre-grauteados para equipos de bombeo resultaron deformadas en el transporte o por la manipulación en campo. Esto hizo necesario el maquinado de las superficies de montaje en sitio para lograr la plenitud y paralelismo pedido por el API 686 “Recommended Practice for Machinery Installation and Installation Desing”. Una buena práctica cuando se usan estas bases pre-grauteadas es desmontar el equipo accionador para el transporte y para la manipulación en campo (motor eléctrico o turbina a vapor), que es más pesado que la bomba con la finalidad de aligerar el peso del conjunto. Es recomendable analizar en detalle los beneficios y desventajas del uso de sistemas pre-grateados antes de aplicarlos con la finalidad de establecer el posible ahorro real evaluando los costos adicionales por manipulación, por equipos de izamiento y por incremento de los pesos de transporte.

2.4.- ANILLOS DE DESGASTE Su función primaria es actuar como restricción para minimizar el deslizamiento de fluidos entre las áreas de alta presión y baja presión en el interior de las bombas centrífugas. Adicionalmente son usados como elementos sacrificables, los cuales son reemplazados cuando se desgastan y se aplican por igual a la carcasa y a los impulsores. La figura Nº 2-28 muestra el diagrama de bombas sin anillos y con anillos en la carcasa y el impulsor. Las bombas fabricadas bajo la especificación ASME B73.1, no poseen anillos de desgaste, debido a que esta norma no lo exige, básicamente para simplificar el diseño, para mejorar la economía en la construcción del equipo y porque acomoda impulsores completamente abiertos y semi-abiertos, donde no es posible instalar anillos de desgaste, tanto desde el punto de vista práctico como físico.

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Figura N° 2-28.- Diagrama de bombas sin anillos y con anillos de desgaste.

Fuente: Casing And Impeller. . .A Working Couple, by Ross Mackay, JUNE 2003 www.pump-zone.com.

En las bombas centrífugas es necesario mantener estrechas holguras de rodaje entre la carcasa y el cubo del impulsor, entre la carcasa y el pistón de balance, etc. Se requieren estas holguras tan ajustadas con la finalidad de mantener un buen nivel de Eficiencia en la bomba, controlando la fuga o deslizamiento de fluido desde las zonas de alta presión. Como es sabido en el interior de la bomba existe un gradiente de presiones debido a que la succión de la bomba está a una presión menor que la presión en la zona de descarga, lo que genera un movimiento de fluidos desde la zona de descarga (alta presión) a la zona de succión (baja presión). La figura Nº 2-29 muestra el diagrama de una bomba centrífuga indicando los puntos de fuga de fluidos de la zona de alta presión. Allí se observa indicado por la flechas como el fluido se desplaza de las zonas de alta presión hacia la zona de baja presión desde la descarga hacia el área externa del impulsor, por los anillos de desgate y por los agujeros de balance hidráulico del impulsor. Las bombas fabricadas por el estándar API 610/ISO 13709 deben tener superficies de desgaste tanto en el impulsor como en la carcasa, las cuales pueden ser integrales al impulsor o reemplazables. Una buena práctica general es la de solicitar en las bombas centrífugas con potencias por arriba de 37 KW (50 HP), anillos de desgaste reemplazables con las holguras y sistemas de fijación

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recomendados por el estándar API 610/ISO 13079, así ellas no sean fabricadas usando como referencia la norma API y siempre que la configuración del impulsor lo permita.

Figura N° 2-30.- Anillo de desgaste instalado en el ojo del impulsor. Fuente: Fotografiado por el autor.

Figura N° 2-29.- Diagrama de bomba indicando fugas de fluidos de la zona de alta presión para la zona de baja presión. Fuente: www.pump-zone.com

Como regla del dedo gordo, se pueden aplicar en los anillos de desgaste las holguras del API 610/ISO 13709 como sigue: la holgura de rodaje mínima debe ser de 0,25 mm (0,010 pulgadas) para un diámetro del anillo de hasta 5,08 cm de diámetro (dos pulgadas), aumentando en 25m (0,001 pulgadas) cada 1,27 cm (0,500 pulgadas) adicional de diámetro hasta llegar a 12,57 cm (cinco pulgadas) de diámetro del anillo.

Los fabricantes en oportunidades ofertan sus holguras estándar de fábrica logrando de esta manera mejoras en la Eficiencia pero a riesgo de tener fallas por atascamiento o roce en servicios severos y en bombas de mediana y alta energía. Las holguras recomendadas por la norma API 610/ISO 13709 son conservadoras para garantizar el buen funcionamiento en cualquier situación operacional. Otro punto a destacar, es que los anillos de desgaste de los impulsores y de la carcasa deben tener una diferencia de dureza de por lo menos 50 “Brinnell”, cuando se usan materiales con tendencia al agarrotamiento, o atascamiento por roce. Esto para evitar la soldadura de los anillos del lado dinámico y del lado estático cuando estos hagan contacto durante el funcionamiento.

Desde 12,57 cm (cinco pulgadas) hasta 66 cm (26,00 pulgadas) se debe incrementar 25m (0,001 pulgadas) por cada pulgada de diámetro adicional. Como consideración especial para materiales con tendencia al atascamiento (agarrotamiento) o para temperaturas sobre los 260 °C (500 °F) se deben sumar 127m (0,005 pulgadas) al valor obtenido.

Se pueden exceptuar del uso de anillos de desgaste a bombas centrífugas pequeñas, donde la instalación del anillo sea impráctica por las dimensiones de la bomba misma, en bombas de procesos o en bombas de muy alta velocidad, sobre 5.500 RPM, donde la fractura de uno de estos anillos puede inducir una falla catastrófica.

La figura Nº 2-30 muestra un anillo de desgaste montado en el ojo de succión de impulsor API 610/ISO 13709, completamente cerrado y fijado mediante tornillos prisioneros.

Para servicios con de fluidos abrasivos o con contaminantes se aplican anillos de desgaste con lavado de agua o lavado con productos limpios. A las bombas para manejo de contaminantes se le agregan conexiones en los anillos de desgaste por donde se le inyecta continuamente líquido de lavado a una presión mayor a la observada en el área del anillo para evitar la entrada de partículas en las holguras de rodaje.

Los métodos de fijación de los anillos a las carcasas y a los impulsores varían de acuerdo a la necesidad y complejidad del equipo. Estos anillos pueden ser fijados mediante pasadores, por soldadura, mediante tornillos prisioneros, mediante apriete, etc.

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La figura N° 2-31 muestra un diagrama de anillos de desgaste planos reemplazables fijados con tornillos prisioneros a una bomba centrífuga.

Figura N° 2-31.- Diagrama de anillos de desgaste planos. Fuente: Pump Hand Book-Igor J. Karassik, Joseph P. Messina, Paul Cooper, Charles C. Heald-McGraw Hill-Third Edition-2001.

El incremento de las holguras de rodaje impacta en el rendimiento de las bombas centrífugas y en su desempeño mecánico. El efecto de este incremento está relacionado con la Velocidad Específica de la bomba (Ns), para el rango de Velocidad Específica más usado en la Industria Petrolera (entre 1.500 y 3.000) un incremento de las holguras en 2x (el doble de lo especificado) reduce la Eficiencia del equipo en el orden del 2%. El Cabezal de Descarga de la bomba (H) puede verse afectado en mayor magnitud llegando a reducirse hasta en un 3%. Para Velocidades Específicas (Ns) mayores a 3.500 los efectos en la Eficiencia y en el Cabezal son más significativos. El mayor efecto es observado en el consumo de potencia que puede superar el 6% y el NPSHR por la bomba que puede llegar a incrementarse hasta en un 100%, en el BEP.

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frecuencia que inducen pulsaciones y causan daños importantes en los impulsores.

Figura N° 2-32.- Diagrama de anillos de desgaste tipo L. Fuente: Pump Hand Book-Igor J. Karassik, Joseph P. Messina, Paul Cooper, Charles C. Heald-McGraw Hill-Third Edition-2001.

2.5.- COJINETES Son los elementos que soportan al eje y al mismo tiempo disminuyen la fricción. En la sección 11 se ampliara la información sobre los cojinetes.

2.6.- SELLOS MECÁNICOS Son los elementos sellantes que evitan el contacto del fluido bombeado con la atmósfera. En la sección 14 se tratará lo referente a los sellos mecánicos con más detalles.

Existe una gran variedad de diseños de anillos de desgaste, los más usados y sencillos son los anillos de desgaste planos, pero también se fabrican tipo L, en forma de laberinto, etc. La figura N° 2-32 muestra el diagrama de anillos de desgaste del tipo L, que adicionalmente a mantener las holguras de rodaje, dirige el fluido hacia el interior de la bomba. Otro elemento o variable que es afectado por el incremento de las holguras de rodaje es el empuje axial de la bomba. El empuje axial se incrementa variando el efecto con la Velocidad Específica (NS) del equipo. Adicionalmente si el diferencial de presiones es alto, entre las zonas de baja y alta presión, se producen vibraciones mecánicas de baja JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

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3.- COMO LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS TRANSMITEN LA ENERGIA A LOS FLUIDOS. En esta sección se hará un recorrido elemental por el funcionamiento de las bombas centrífugas, donde se explicará, brevemente, la forma como las bombas centrífugas transforman la energía mecánica que le suministra el elemento motriz, en energía de presión, logrando así mover el líquido que manejan. En las bombas centrífugas la rotación del impulsor en el interior de la carcasa, de la bomba, crea una reducción de la presión en el área de succión, alrededor del área del ojo del impulsor, originando un diferencial de presión entre él líquido que está en la tubería de succión y él líquido que está exactamente en el ojo del impulsor. Este gradiente de presión favorece la entrada de fluido a la bomba. Cuando el fluido entra en la bomba incrementa su velocidad debido a la interacción con los alabes del impulsor que están rotando, aumentando de esta forma su energía cinética. El fluido en movimiento cuando abandona el impulsor en el área de la voluta posee fundamentalmente energía en forma de energía cinética. En la voluta o en el difusor de la bomba la velocidad del fluido es reducida. El diseño hidráulico de la voluta propicia la expansión, mediante el aumento del área lo que reduce la velocidad del fluido, convirtiendo la energía cinética en energía de presión (siguiendo el principio de conservación de la energía). En los difusores la reducción de la velocidad del fluido se logra mediante los ángulos de los alabes a la entrada del difusor, que por cambios en los triángulos de velocidad transforma la energía cinética del fluido en energía de presión. Comprender como se construye e interpreta el sistema de curvas de rendimiento o curvas de pérdida del sistema es fundamental para la selección adecuada de las bombas centrífugas que se deben aplicar en determinado servicio, ya que de esta forma se establecerá cual es el punto óptimo de la curva de rendimiento para la operación de la bomba. El conocimiento de los términos, curvas y arreglos posibles de bombas centrífugas, así como las diferentes variantes que se presentan en las aplicaciones reales de campo influyen de manera determinante en la vida, los costos y en el buen desempeño de los sistemas de bombeo. JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

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La capacidad que puede suministrar un diseño de bomba centrífuga específico está condicionada por el sistema donde la bomba operará. Para el diseño de los sistemas de bombeo existen, sin embargo, una serie de elementos que deben ser considerados. Los dos parámetros fundamentales necesarios para la selección y dimensionamiento de la bomba o las bombas a aplicar en un determinado sistema, son el caudal y el Cabezal Total Requerido (H); estos valores deben estar contenidos en las hojas de datos o en los documentos de ingeniería. Otros elementos necesarios para la selección son las características del líquido que se desea bombear, la temperatura de bombeo, viscosidad, topografía del terreno, la cantidad o % de sólidos y abrasivos disueltos, etc.

3.1.- CABEZAL TOTAL DE UNA BOMBA CENTRÍFUGA. Para entender el funcionamiento de las bombas centrífugas se debe partir de la Primera Ley de la Termodinámica o ley de Conservación de la Energía, ya que en la bomba se realizan una serie de transformaciones de energía. Para la aplicación de la Primera Ley de la Termodinámica se asume que el fluido manejado es ideal, con flujo relativo permanente, y sé aplica el Principio de Bernoulli, el cual establece que la energía total de un sistema de fluidos, con flujo uniforme, permanece constante a lo largo de la trayectoria del fluido. Al final queda que el Cabezal Total está representado por un componente de energía de presión, un componente de energía cinética y un componente de energía potencial. La ecuación N° 3-1 representa el Cabezal Total (H):

H

( * P )



V2   h  Cte 2* g [3-1]

Dónde: H: Cabezal Total, en Pies.

: Constante adimensional, en el caso de unidades inglesas es 144. 2

P: Presión, en psi(libras/pulgadas ).

:

Gravedad Específica, como fracción sional.

g:

Constante de gravedad, en unidades inglesas, 2 valor 32.2 pies/seg.

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h : Elevación, en Pies. V: Velocidad del fluido, en pies/seg.

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que recibe el fluido (en este caso un recipiente cerrado) bombeado indicando en el punto N° 2 la superficie de referencia del líquido.

Las relaciones agrupadas tienen una significación importante y son denominadas Cabezal de Presión, Cabezal de Velocidad y Cabezal Estático.

3.1.1.- CABEZAL DE PRESIÓN (*P/ ): El Cabezal de Presión es el trabajo requerido para mover una unidad de masa de fluido y vencer la presión o vacío en el sistema aguas arriba o aguas debajo de la bomba. Es medido en la superficie de los recipientes de succión y descarga. Si el sistema de bombeo es un circuito cerrado o el recipiente de succión y descarga tiene la misma presión (Ejemplo: ambos recipientes están a presión atmosférica), en la ecuación [31] del Cabezal Total (H), el Cabezal de Presión es cero, debido a que ambos lados de la ecuación tienen la misma magnitud de presión y se cancelan.

3.1.2.- CABEZAL DE VELOCIDAD (V2/2g): El Cabezal de Velocidad representa la energía cinética, por unidad de masa de fluido, movido a la velocidad V, elevada al cuadrado. Como en el caso del Cabezal de Presión los puntos de referencia se miden en las superficies de los recipientes de succión y descarga. Si los puntos de referencia están en reposo las velocidades iniciales y finales del fluido son cero. Si estos puntos se pueden considerar como de velocidad cero, el componente del Cabezal de Velocidad en la ecuación del Cabezal Total (H), en ambos lados de la ecuación, también es cero.

3.1.3.- CABEZAL ESTÁTICO (h): Es el cambio total de elevación cuando el fluido es movido de un lugar a otro. Por lo general es medido entre la superficie del líquido en el recipiente que alimenta la bomba y la superficie del líquido en el recipiente que lo recibe. En los circuitos cerrados de circulación de líquidos el Cabezal Estático es cero, ya que el destino final del líquido es el recipiente de salida, por lo que al final no hay cambio de elevación del fluido. La figura 3-1 muestra el diagrama de un sistema de bombeo indicando un recipiente de succión donde está el punto de inicio 1, la bomba centrífuga que proporciona la energía al sistema, las válvulas de succión y descarga y el recipiente JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

Figura N° 3-1.- Sistema de bombeo mostrando el recipiente de salida (punto 1) y el de llegada (punto 2). Fuente: Dibujado por el autor.

Por el balance de energía entre el punto de partida del fluido que maneja la bomba y el punto de llegada final indica que la energía en el punto 1 de partida es igual a la energía en el punto de llegada o punto 2, como lo muestra la ecuación N° 3-2:

H H 1

2

[3-2]

En detalle la fórmula del Cabezal Total queda como lo muestra la ecuación N° 3-3: ( *



p) V 1

2 1

2* g

 h1 

( *



p) V 2

2 2

2* g

 h2

[3-3]

Esta ecuación permite relacionar el comportamiento de la energía en cualquier punto del sistema, siempre y cuando se cuente con información de algunos de los parámetros indicados en ella. Esta información puede ser colectada con instrumentos como medidores de flujo, medidores de presión, barómetros, etc. Los sistemas asociados a los equipos de bombeo no son ideales y es necesario superar las perdidas por fricción en las tuberías, válvulas y otros accesorios que forman parte del sistema de tuberías en el cual las bombas operan. Este conjunto de perdidas es denominado Cabezal de Fricción (Hf). Este Cabezal de Fricción debe entrar en el balance de energía del sistema, por lo tiene que ser incluido en la ecuación N° 3-1, dando como resultado la ecuación N° 3-4.

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H

( * P )





V2  h  H f  Ctte 2* g [3-4]

El Cabezal de Fricción (Hf ) sección siguiente.

se describe en la

3.1.4.- CABEZAL DE FRICCIÓN (Hf): El Cabezal de Fricción es el Cabezal necesario para vencer la resistencia o pérdidas por fricción en las tuberías, codos, válvulas, juntas y demás accesorios del sistema de tuberías, medido en metros o pies de líquido. Las pérdidas por fricción dependen de la condición de la tubería, el tipo de material, y a la naturaleza del líquido que se maneja en el proceso. Las pérdidas por fricción están influenciadas por la velocidad del fluido manejado, de hecho varía con el cuadrado de la velocidad. Para determinar estas pérdidas en un sistema de tuberías es necesario conocer factores constantes de los accesorios que son suministrados en tablas y manuales de referencias. Relacionando a la bomba y al fluido que maneja con la ecuación N° 3-4, es decir intentar aislarla de los elementos del sistema donde la bomba es aplicada, es posible identificar que el factor con más influencia en el desarrollo primario de Cabezal Total (H) en una bomba centrífuga es la Energía Cinética (básicamente la velocidad). La densidad del fluido o en términos relativos Gravedad Específica () influye principalmente sobre la presión final del fluido. El Cabezal Total (H) es afectado por el cuadrado de la Velocidad Tangencial que desarrolla la bomba, si se entra en mayor detalle y se descompone esta velocidad resulta en la ecuación N° 3-5:

V *

D 2

[3-5]

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velocidad angular o de giro del impulsor y el diámetro del impulsor. Entonces el Cabezal de Velocidad tiene los elementos de la ecuación N° 3-6, cuando incorporamos la Velocidad Tangencial, descompuesta en la Velocidad Angular y el diámetro del impulsor, queda como:

H

( * P )





(  D ) 2  h  H f  Ctte 8* g [3-6]

Esto indica que mientas mayor sea el diámetro del impulsor o mayor su velocidad mayor será el Cabezal desarrollado por la bomba. En referencia al diámetro del impulsor, lo que realmente se toma como diámetro es la diferencia entre el diámetro del ojo del impulsor y el diámetro externo del impulsor, que es el diámetro efectivo de transmisión de energía. Ahora la presión que desarrolla la bomba es afecta por la Gravedad Específica () del líquido bombeado o de la mezcla bombeada, por ejemplo en una bomba centrífuga con 5% de aire o gas en volumen podría tener una Gravedad Específica () de 0,95, por consecuencia la presión desarrollada será más reducida que la del líquido libre de gas. De acuerdo con la bibliografía cuando las bombas manejan volúmenes de gas mayores al 2% se observa el efecto no solo en la presión desarrollada sino también en la caída de la curva de rendimiento (deterioro del Caudal, del Cabezal desarrollado y de la Eficiencia) hasta colapsar completamente el rendimiento del equipo para valores de gas o aire de entre 5 y 7%. La influencia de estos porcentajes de gases depende de las variables de diseño y condiciones de flujo como son la Velocidad Específica (NS) de la bomba centrífuga, la presión de succión, la temperatura de bombeo, etc.

Dónde: V: Velocidad Tangencial del impulsor, en pies/seg. D: Diámetro del impulsor, en Pies.

: Velocidad Angular en, Radianes/seg. Es decir que el Cabezal Total (H) desarrollado por la bomba es directamente proporcional al cuadrado de la velocidad tangencial en el radio externo del impulsor, que tiene como componentes a la

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Por ejemplo si tenemos una bomba que desarrolla 200 pies de Cabezal en agua, tendrá una presión a la descarga de la bomba de 86,6 psig y un consumo de potencia (para un caudal de 1000 gpm y una Eficiencia del 75%) de 67,3 HP. Ahora si en la misma bomba a la misma velocidad el fluido bombeado es gasolina de 0,74 de Gravedad Específica () en lugar de agua, la presión a la descarga de la bomba resultará en 64 psig (26% menor a la anterior) y un consumo de potencia de en 53,5 HP (20% menor al primer cálculo).

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Para sistemas complejos y cuando se trabaja con fluidos diferentes al agua es necesario utilizar, para facilitar los cálculos, recursos más elaborados como software y tablas específicamente preparadas para estos cálculos. La aplicación de las bombas en general no puede estar separada del sistema en el cual funcionarán, de allí la importancia de evaluar el sistema en el cual operarán.

3.2.- SISTEMAS ASOCIADOS A LAS BOMBAS Y SUS CARACTERÍSTICAS Cuando se aplica una bomba en un servicio específico de inmediato pasa a estar asociada a un sistema particular por el cual circulan los fluidos que ella maneja. La función fundamental de las bombas es suministrar el Cabezal Total (H) que es la energía necesaria para superar la resistencia de la tubería de los accesorios como son las válvulas, juntas, recipientes. Adicionalmente esta energía debe vencer la elevación y el Cabezal de Presión (si los recipientes de succión y descarga son presurizados). La figura 3-2 muestra un sistema de tuberías. En la figura 3-2 se observa el esquema básico de un sistema de bombeo compuesto por un recipiente de succión abierto a la atmósfera, designado con el punto N° 1, y un recipiente de descarga, abierto también a la atmósfera, designado con el punto N° 2, la bomba B, y el sistema de tuberías de succión, de descarga y accesorios como válvulas de succión, descarga, codos, conexiones etc.

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Los recipientes de succión y descarga están al mismo nivel, ambos a presión atmosférica se puede asumir que en los puntos de referencia de la superficie de los fluidos la velocidad es cero, esto quiere decir que la energía que debe suministrar la bomba B para mover el fluido será utilizada solamente a vencer las perdidas por fricción en las tuberías y accesorios, ya que la diferencia de altura o elevación que define el Cabezal Estático es cero. Las pérdidas por fricción en los sistemas de tuberías varían con el cuadrado de la velocidad del fluido manejado, cuando el flujo es completamente turbulento. Para determinar el valor de estas pérdidas se han desarrollado tablas que permiten determinar el factor K del accesorio para luego 2 multiplicarlo por V /2g y determinar el valor de Hf. El Cabezal Estático es cero debido a que los niveles de líquido en los tanques son iguales. La figura 3-3 muestra la curva del sistema, que representa el Cabezal de Fricción (Hf). Ahora cuando existe Cabezal Estático (h), que no es más que la diferencia de altura entre el líquido en la superficie del recipiente de succión y la superficie de líquido en el recipiente de descarga, cambia el nivel de energía que la bomba debe suministrar para impulsar al fluido hasta el recipiente de descarga, resultando que el sistema ahora se hace más complejo.

Figura N° 3-3.- Curva del sistema mostrando la perdida por Fricción. Fuente: Dibujado por el autor.

Figura N° 3-2.- Sistema de bombeo, con recipientes de succión y descarga al mismo nivel.

Fuente: Pump and System Troubleshooting Handbook- Performance Curve vs. System Curve-By Phil Mayleben

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Esta curva se genera con las perdidas por fricción y perdidas hidráulicas en las tuberías y accesorios. En este caso como los recipientes están abiertos a la atmósfera el Cabezal de Presión es cero y como las referencias de los líquidos es la superficie del recipiente de succión y del recipiente de descarga que están en reposo el Cabezal de Velocidad también es cero.

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En la figura N° 3-4 se muestra un diagrama del sistema de bombeo que muestra el Cabezal Estático (h).

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la bomba está definido por las pérdidas por fricción o Cabezal de Fricción (Hf) en el sistema, el Cabezal Estático (h) entre la bomba y el recipiente y la presión interna del recipiente (Po). Para esta aplicación la bomba debe suministrar energía adicional al fluido para vencer la presión del recipiente. Por el contrario las bombas pueden succionar o aspirar de un recipiente que posea presiones superiores a la atmosférica es decir que también estén presurizados, en esta condición las bombas se ve favorecida por la entrada de una energía positiva al balance de energía total.

Figura N° 3-4.- Sistema de bombeo que incluye el Cabezal Estático. Fuente: Dibujado por el autor.

En la ecuación de la energía a las perdidas por fricción de la figura anterior se deben sumar el Cabezal Estático (h) del sistema; la suma de los dos términos de la ecuación representa el Cabezal Total (H) que debe suministrar la bomba para llevar el fluido al tanque de descarga, tal como se indicó en la sección 3.1.-, el Cabezal Estático no es más que la diferencia de altura entre la superficie de los líquidos en los recipientes de succión y descarga. Las bombas también pueden descargar a recipientes presurizados, que no se encuentran a la presión atmosférica. En la figura 3-5 se observa un sistema con recipiente presurizado.

Existen otras posibles combinaciones de pérdidas en el sistema, Cabezales Estáticos o Cabezales de Presión que pueden estar presentes en un sistema de bombeo las cuales deben ser analizadas en cada caso en particular.

3.3.- POTENCIA Y EFICIENCIA EN LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS La potencia se refiere a la cantidad de energía por unidad de tiempo, que puede ser suministrada para hacer funcionar a una bomba. Existen varios conceptos para determinar la potencia requerida para mover un determinado volumen de líquido en unas condiciones establecidas; sin embargo la potencia al eje o BHP es la más útil de ellas, ya que con esta potencia se puede seleccionar directamente el tamaño del elemento motriz adecuado para accionar la bomba. Esta potencia está representada por la ecuación N° 3-7:

BHP 

Q * H * 3960 *

[3-7]

Dónde: BHP: Potencia al eje que debe suministrar el equipo impulsor, en HP.

Figura N° 3-5.- Diagrama del sistema mostrando un recipiente presurizado.

Q:

Caudal de líquido en gpm.

H:

Cabezal Total Diferencial, en Pies.

γ:

Gravedad Específica, como fracción adimensional.

:

Eficiencia de la bomba, como fracción adimensional.

Fuente: Dibujado por el autor.

En este caso el sistema descarga en un recipiente presurizado, es decir que el Cabezal que debe vencer

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De estos factores el caudal (Q) y el Cabezal Total Diferencial (H) son propios de las características constructivas de la bomba, ambos están influenciados por el diseño del impulsor, la

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configuración de los componentes mecánicos de la bomba y por la interacción entre la carcasa y el impulsor. La Eficiencia () de las bombas centrífugas está afectada por cuatro factores fundamentales. Estos factores son las perdidas hidráulicas, perdidas volumétricas, pérdidas mecánicas y las perdidas por fricción de disco. La figura N° 3-6 muestra donde se concentran cada uno de estos tipos de perdida.

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a.- Las pérdidas hidráulicas: Son causadas por la fricción del fluido en las paredes de la carcasa, de los canales de circulación de los líquidos y los cambios continuos de dirección de los fluidos que atraviesan la bomba.

b.- Las pérdidas volumétricas: Son causadas por cantidades de líquidos que regresan de la descarga a la succión impulsados por el diferencial de presiones, por las holguras en los anillos de desgaste, por los agujeros de balance de los impulsores y por las holguras de los pistones de balance; estas pérdidas se incrementan con el aumento de las holguras generales de rodaje.

c.- Las pérdidas mecánicas: Se refieren a las pérdidas causadas por las partes en movimiento de la bomba tales como cojinetes, sellos mecánicos, etc.

d.- Las pérdidas por fricciones de disco:

Figura N° 3-6.- Puntos donde se concentran cada una de las perdidas en una bomba centrífuga. Fuente: Sulzer Pumps _ catálogo das bombas modelo CAP.

En la figura 3-7 se muestran los efectos de las pérdidas en los diferentes diseños hidráulicos de las bombas centrífugas en función de la Velocidad Específica (NS).

Se relacionan con el giro de elementos que están muy próximos a elementos fijos tales como anillos de desgaste, bujes de restricción, pistones de balance etc., lo cual ofrece resistencia al movimiento y fricción que origina pérdidas. La figura 3-8 muestra como es afectada la potencia consumida por una bomba centrífuga en función de las holguras de rodaje.

Figura N° 3-8.- Efectos de las perdidas en función de las holguras de rodaje. Fuente: Reliability-Driven Pump Maintenance- Mounting and Clearances for Casing Wear Rings- William E. (“Ed”) Nelson.

Figura N° 3-7.- Efectos de las perdidas en función de la Velocidad Específica (NS). Fuente: Flowserve/PROS+SE/Release 3.03a

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En la figura se observa que en las bombas de baja Velocidad Específica (NS) el consumo de potencia

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por perdidas sobrepasa el 15% cuando las holguras de rodaje se incrementan al doble de las inicialmente evaluadas es decir a 2x. Tal como se observa en la figura N° 3-8 las bombas con impulsores que tienen Velocidades Específicas (NS) entre 1.500 y 3.000 son menos sensibles al incremento de las holguras de rodaje. En la Industria Petrolera en aplicaciones no especiales se utilizan impulsores con Velocidad Específica (NS) entre 1.000 y 3.000, ubicándose las perdidas por incremento de holguras entre un 3 y 5%.

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desarrollan un Cabezal mayor que el desarrollado por los alabes con ángulos 2 menores a 90 grados, sin embargo con esta configuración (ángulo  2 menor a 90 grados) las bombas son ineficientes y las curvas de rendimiento inestables, por esta razón no se aplican en bombas.

Para el buen funcionamiento de las bombas y para el ahorro de energía es muy importante la preservación de las holguras en las bombas y que estas sean dimensionadas sobre la base de los valores y prácticas recomendados por el API 610/ISO 13079.

4.- CURVAS DE RENDIMIENTO DE LAS BOMBAS CENTRIFUGAS.

Figura N° 4-1.- Esquema de un impulsor mostrando donde es medido el ángulo  2. Fuente: Dibujado por el autor.

La curva de rendimiento de una bomba no es más que una relación del Cabezal desarrollado por la bomba con un diseño de impulsor determinado, manejando un tipo de fluido específico, generalmente expresado en pies o metros versus el caudal expresado en galones por minuto (GPM) o metros 3 cúbicos por hora (m /hora), para una velocidad de funcionamiento definida en la bomba. A continuación se describirán los detalles de las diferentes variables que afectan el rendimiento de las bombas centrífugas.

Alabes con ángulo 2 menor a 90 grados se aplican mayormente en ventiladores y sopladores, donde se establece la ventana de funcionamiento en caudales mayores a los caudales de la zona inestable de la curva. La figura N° 4-2 muestra el esquemático de la forma de las curvas de rendimiento a diferentes ángulos de salida 2 de los álabes de las bombas.

4.1.- FORMA DE LA CURVA DE RENDIMIENTO En términos prácticos el rendimiento real de una bomba es inferior al calculado teóricamente, debido a que los sistemas no son ideales como vimos en el capítulo 3.1.-. Las razones básicas de esta caída en el rendimiento son que el fluido no entra de forma paralela al alabe del impulsor, los alabes poseen espesores finitos, existe fricción entre el fluido y las superficies hidráulicas, etc. En este sentido la curva de rendimiento de una bomba centrífuga es irregular y su forma es afectada por diferentes variables entre ellas el ángulo de salida del alabe del impulsor, denominado 2. La figura N. 4-1 muestra un diagrama del ángulo 2 de un alabe en un impulsor. El ángulo 2 puede ser mayor, igual o menor a 90 grados. Los ángulos 2 mayores a 90 grados JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

Figura N° 4-2.- Esquemático de las curvas de rendimiento en función del ángulo  2. Fuente: Dibujado por el autor.

Bombas con impulsores con ángulos  2 de salida iguales a 90 grados son usados en bombas de baja

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potencia, donde la Eficiencia no es un elemento importante.

potencia que originalmente fueron calculados para agua.

Las bombas comerciales de uso más generalizado poseen ángulos 2 menores a 90 grados, ellos varían entre 17 y 28 grados, sin embargo las mayores Eficiencias se logran con ángulos entre 23 y 26 grados.

Las curvas son presentadas en grupos de curvas paralelas que representan el rendimiento de los diferentes diámetros de impulsores disponibles para ese modelo de bomba, tal como está indicado en la figura Nº 4-3 como curvas de rendimiento; en este caso en particular los diámetro aceptados por la bomba varían entre 11,50 pulgadas de diámetro y 8,50 pulgadas de diámetro, cortar el impulsor por debajo de este diámetro lo hace ineficiente. Con rectas oblicuas que cruzan las curvas de rendimiento se indica la potencia en BHP, que en este caso va de 50 a 100 HP. En el punto de diseño indicado con una flecha el diámetro seleccionado para el impulsor es de aproximadamente 9,60 pulgadas. En este punto el Cabezal es de 350 pies a un caudal de 360 gpm, con una Eficiencia de 64% y un NPSHR de 10 pies y una potencia de 60 HP.

4.1.1.- INFORMACION CONTENIDA EN LAS CURVAS DE RENDIMIENTO La curva de rendimiento generada por un impulsor con ángulo  2 menores a 90 grados se puede observar en la figura N. 4-3. Esta figura muestra la cueva de rendimiento para una bomba comercial tal cual se observa en los catálogos comerciales.

Las curvas de rendimiento no son rectas, como se observa en la figura, tienen tendencia a caer a medida que es aumentado el caudal manejado por la bomba. Si no fuera por las pérdidas por fricción y fundamentalmente por los choques hidráulicos del fluido en el interior de la bomba, la curva generada por esta relación sería una línea recta. En las bombas de baja Velocidad Específica (NS) las pérdidas son mayoritariamente por la fricción en las superficies rotativas; en las bombas de alta Velocidad Específica (NS) las pérdidas se deben fundamentalmente a las perdidas hidráulicas. Figura N° 4-3.- Curva de rendimiento de una bomba comercial. Fuente: Understand the Basics of Centrifugal pump Operation-Kimberly Fernandez.

En los catálogos comerciales se acostumbra colocar en una misma gráfica una colección de curvas de rendimiento para distintos diámetros de impulsor. Adicionalmente se indica la potencia consumida, el NPSHR, la Eficiencia para cada Cabezal y caudal seleccionado. Por razones prácticas las empresas fabrican el impulsor en el máximo diámetro aceptado por la carcasa de la bomba y luego se corta a los distintos diámetros de acuerdo a las necesidades del cliente. Las curvas de rendimiento comerciales son realizadas con agua desaireada como líquido de referencia, se construyen mediante ensayos en bancos de prueba donde se mide el caudal, el Cabezal Diferencial, la potencia y el NPSHR por la bomba. No es una práctica común realizar ensayos con fluidos diferentes al agua, cuando la bomba trabaja con otros fluidos se deben hacer correcciones en la curva de rendimiento y en la JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

Existe un punto de diseño para el cual fueron ajustados tanto en las superficies hidráulicas del interior de la bomba, así como los ángulos de ataque de los alabes de los impulsores. Este punto de operación es llamado Punto de Mejor Eficiencia o por sus siglas en inglés BEP "Best Efficiency Point", allí es donde se logra el mejor rendimiento de la bomba. La Eficiencia de la bomba para cada uno de los diámetros de impulsor a los diferentes caudales también está representada en la curva de rendimiento de las bombas centrífugas. Indicado con la figura 4-3 la palabra Eficiencia donde resalta la Eficiencia para los diferentes diámetros, generando una figura parecida a las marcas de playa que varían en este caso en particular desde Eficiencias del 50% a bajos caudales hasta 69% en el Punto de Mejor Eficiencia (BEP). Si se opera una bomba centrífuga fuera del Punto de Mejor Eficiencia (BEP), por ejemplo a flujos menores

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que los correspondientes al BEP, el flujo que pasa por la bomba se hace inestable, la variación del volumen causa remolinos locales en los pasajes y canales hidráulicos del impulsor dando origen a vibraciones, pulsaciones, esfuerzos radiales y axiales sobre el eje, causando la reducción de la vida de los cojinetes y sellos mecánicos. Esto ocurre debido a la variación del volumen de fluido para el cual fueron diseñas las superficies hidráulicas las cuales están optimizadas para el caudal en el Punto de Mejor Eficiencia. Cuando se opera a caudales por arriba del Punto de Mejor Eficiencia la velocidad relativa del fluido en la bomba aumenta originado turbulencias, aumento drástico de las perdidas hidráulicas e inestabilidad en el flujo.

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Los fabricantes más importantes de bombas centrífugas han desarrollado paquetes computarizados de selección que ofrecen en línea a través de Internet, que contienen una base de datos con la información técnica de sus equipos que incluye modelos, tipos de impulsor, materiales de fabricación, costos referenciales, curvas de rendimiento, características constructivas de cada una de sus bombas, etc.

La curva de NPSHR está indicada en la parte superior de la curva, donde está el NPSHR para los diferentes caudales que maneja la bomba. Los factores con más influencia en las características de la curva, es decir si la curva es más plana o más inclinada, son principalmente la Velocidad Específica (NS) y la interacción impulsor / carcasa. Para bajas Velocidades Específicas (NS) la curva será más uniforme y más plana, esto es porque el comportamiento hidráulica de la bomba es más estable, es decir el impulsor y la bomba están orientados a desarrollar mayor presión a caudales relativamente bajos, existen más álabes en el impulsor y el flujo que circula a través de él es uniforme a cualquier caudal, es decir que estas bombas son más elaboradas desde el punto de vista hidráulico. Existen factores que definen con bastante precisión las características del diseño hidráulico y el comportamiento de las curvas de funcionamiento de las bombas centrífugas. En la siguiente sección se tratarán la Velocidad Específica (NS) y la Velocidad Específica de Succión (NSS) que son dos factores de gran importancia en la definición de las características de diseño de las bombas centrífugas. La curva de rendimiento de una bomba centrífuga también puede ser presentada de forma individual, solo para un diámetro de impulsor determinado, donde los parámetros a evaluar como la Eficiencia, la potencia y el NPSHR corresponden solo a ese diámetro. La figura Nº 4-4 muestra el diagrama de curva de rendimiento individual, preparada para un único diámetro de impulsor. Esta última presentación es muy utilizada sobre todo en las curvas generadas como resultado de evaluaciones realizadas con paquetes de computación o con programas (softwere) desarrollados para seleccionar equipos de bombeo. JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

Figura N° 4-4.- Curva de rendimiento individual de una bomba centrífuga comercial. Fuente: ITT-Bell & Gossett-Online pump selection software.

Como se puede observar las curvas de rendimiento de las bombas centrífugas poseen suficiente información para desarrollar la evaluación completa de una bomba, desde el punto de vista hidráulico y permitiendo verificar la compatibilidad de la bomba con el sistema donde el equipo operará.

4.2.- DISEÑO HIDRÁULICO DE LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS Para el diseño y la aplicación de bombas centrífugas son de gran utilidad los parámetros definidos como la Velocidad Específica (NS) y la Velocidad Específica de Succión (NSS). Estos dos parámetros son herramientas importantes para identificar cual diseño de bomba es más eficiente y más económico en una determinada aplicación.

4.2.1.- VELOCIDAD ESPECÍFICA La Velocidad Específica es un factor que define, fundamentalmente el tipo de bomba. Conociendo la Velocidad Específica se puede tener una idea del tipo de impulsor, el tipo de bomba requerido para una aplicación determinada, las pérdidas, la Eficiencia y aproximadamente las tendencias principales de las

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curvas de comportamiento de las bombas centrífugas, de cómo es el formato de curva de potencia. La Velocidad Específica es una relación entre la velocidad de la bomba, el caudal y el Cabezal que es capaz de desarrollar. La Velocidad Específica de una bomba tiene como nomenclatura NS, y es un parámetro adimensional que describe una similitud geométrica entre las bombas centrífugas. Esta similitud se define con la aplicación de la ecuación N° 4-1.

Ns



N * H

Q

Figura N° 4-5.- Perfil de los impulsores vs la Velocidad Específica (NS).

3 / 4

[4-1]

Dónde: Ns : N :

Velocidad Específica, adimensional.

Fuente: www.lawrencepumps.com/images04/Ns%20Chart.gif

La figura 4-6 muestra las curvas características de las bombas que poseen diferentes Velocidades Específicas (NS).

Velocidad de la bomba, en RPM.

Q :

Caudal de la bomba en el Punto de Mejor Eficiencia (BEP), en gpm.

H :

Cabezal de la bomba, en pies en el BEP. Cuando la bomba es multietapas se toma el Cabezal desarrollado por el primer impulsor.

Los valores de Q y H deben ser tomados en el Punto de Mejor Eficiencia. Para bombas multietapas el Cabezal de la bomba (H) debe ser dividido entre el número de etapas que posee la bomba. En unidades internacionales (SI) el caudal 3 es tomado en m /s y el Cabezal en m. Dependiendo del valor del (NS) el diseño de los perfiles de los alabes se modifica de alabes para flujo radial a alabes para flujo axial. Si el valor de NS está en entre 500 (10 SI) y 1.500 (29 SI) el impulsor será de flujo radial, donde predomina el desarrollo de presión sobre el flujo. Para NS entre 1.500 (29 SI) y 3.500 (68 SI) el impulsor es tipo Francis, dando un balance entre el flujo manejado y el Cabezal que desarrolla. En la figura 4-5 se observa un perfil de los diferentes impulsores vs el valor de la Velocidad Específica (NS) que poseen. Cuando la Velocidad Específica (NS) está entre 3.500 (68 SI) y 6.000 (116 SI) tenemos impulsores de flujo mixto, ya en este diseño de impulsor el flujo se hace cada vez más predominante sobre el Cabezal. Finalmente para NS entre 6.000 (116 SI) y 10.000 (194 SI) el flujo es completamente axial donde el flujo predomina sobre el Cabezal desarrollado.

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Figura N° 4-6.- Curvas de comportamiento en función de la Velocidad Específica (NS). Fuente: www.mcnallyinstitute.com/images/7-3-5.gif

En la figura N° 4-6 para (NS) bajos caso (a) (por el orden de 500, (10 SI)) las bombas están diseñadas para desarrollar mayor presión a bajos flujos relativos; la curva de comportamiento (Hd) tiende a ser estable y la potencia (P) del motor se incrementa con el flujo. Para altos NS (sobre 10.000, (116 SI)) caso (e) donde el flujo predomina sobre el Cabezal desarrollado las curvas de rendimiento (Hd) tienden a ser menos estables y las curvas de potencia (P) disminuyen cuando se aumenta el flujo manejado por la bomba. La utilidad fundamental de la Velocidad Específica (NS), radica en que se puede optimizar la selección del tipo de bomba a usar en una aplicación

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determinada, donde se tiene un Cabezal (Hd, en la figura N° 4-6) y una capacidad (Q) ya definidos. La Velocidad Específica (NS) es similar para bombas de succión simple y de doble succión, ya que el caudal usado es el caudal total de la bomba centrífuga. Variando la velocidad de operación y el número de etapas se puede lograr una relación costoeficiencia, adecuada al requerimiento del usuario final del equipo. Conociendo la Velocidad Específica (NS) se puede conocer el diseño del impulsor, conocer cómo combinar el número de etapas para una aplicación determinada, estimar las pérdidas, estimar la Eficiencia y cuan plana o inclinada puede ser una curva de comportamiento. En el ámbito de la Industria Petrolera y para bombas horizontales de procesos los valores típicos de la Velocidad Específica (NS) están entre 1.000 (19 SI) y 2.500 (48 SI). Los rangos de la Velocidad Específica (NS) más usados para servicios generales en la Industria Petrolera entre 1.000 (19 SI) y 3.000 (58 SI), en este rango se logran las mejores Eficiencias y la curva de comportamiento es bastante plana y estable. La figura N° 4-7 muestra cómo influye en la Eficiencia de la bomba el valor de la Velocidad Específica (NS). En la faja de Velocidades Específicas (NS) entre 1.500 (29 SI) y 3.500 (68 SI), rango es donde se logran las mejores Eficiencias. Esta franja de NS es la más usada en la Industria del Petróleo.

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En bombas verticales tipo turbina la tendencia de los fabricantes es a usar (NS) relativamente altos, con lo cual se lograrían altos caudales con tamaños de impulsor relativamente pequeños y con bajos Cabezales de Descarga, por etapa. Por lo que la presión deseada se logra incrementando el número de etapas. Para Velocidades Específicas (NS) relativamente bajos (entre 500 (10 SI) y 1.000) (19 SI)) se tiene que el impulsor es desarrollado para que suministre presión a caudales moderados y cuando el NS es alto (entre 6.000 (116 SI) y 10.000 (194 SI)) el impulsor es diseñado para suministrar mayor caudal a presiones moderadas.

4.2.2.-

VELOCIDAD ESPECÍFICA DE SUCCIÓN

De la misma forma que el rendimiento a la descarga de la bomba está caracterizado por la Velocidad Específica (Ns), el rendimiento a la succión está caracterizado por una relación adimensional conocida como Velocidad Específica de Succión, (NSS). Esta relación está representada por la ecuación N° 4-2:

Nss 

N* Q 3/ 4 ( NPSHR ) [4-2]

Dónde: NSS : N :

Velocidad Específica de Succión, adimensional. Velocidad de la bomba, en RPM

:

Caudal de la bomba en el Punto de Mejor Eficiencia (BEP), en gpm. Si el impulsor es doble succión el caudal total debe ser dividido entre dos.

NPSHR:

Cabezal Neto de Succión Requerido por la bomba en el BEP, en pies.

Q

En unidades internacionales (SI) el caudal es 3 tomado en m /s y el NPSHR en m.

Figura N° 4-7.- Curvas de Eficiencia vs NS para diferentes caudales. Fuente: Pump_Zone Pump Hand Book_Centrifugal Pumps

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La Velocidad Específica de Succión (NSS) es un índice adimensional usado para describir la geometría de la succión de los impulsores de una bomba centrífuga. Como recomendación general para servicios de agua a temperatura ambiente y para servicios generales se acostumbra a usar un NSS por debajo de 8.500 (164 SI). Para aplicaciones de alimentación de calderas, en

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servicios generales en refinería son recomendables valores de NSS, entre 8.500 (164 SI) y 12.000 (232 SI). En aplicaciones especiales sobre todo en bombas que manejan hidrocarburos con alta presión de vapor (HVP) se usan NSS mayores a 13.000 (251 SI)). El Instituto de Hidráulica de los Estados Unidos, AHI, (American Hydraulic Institute) recomienda que el NSS debe estar por debajo de 12.000 (232 SI), sin embargo cada caso en particular debe ser evaluado para garantizar que se está seleccionando el NSS adecuado al servicio propuesto. En la Industria Petrolera se usa el criterio del AHI sobre todo en aplicaciones estándar, básicamente porque un NSS mayor a 12.000 (232 SI) limita el rango de operación de las bombas, cuando se está trabajando fuera del caudal y de la presión de diseño (BEP). Un estudio realizado en un periodo de cinco años en una serie de refinerías Norte Americanas determinó que las bombas con Velocidad Específica de Succión (NSS) mayor a 11.000 (213 SI) fallaron con una frecuencia que doblo a las bombas con baja Velocidad Específica de Succión, lo cual confirma como una buena práctica el criterio que recomienda el usos de bombas con bajo NSS.

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5.- CEBADO DE LAS BOMBAS CENTRIFUGAS Las bombas centrífugas son de las turbomáquinas que presentan mayor flexibilidad al manejar un amplio rango de condiciones operacionales y bombean líquidos de diferentes naturalezas, sin embargo ellas no son capaces de bombear aire u otros gases que se encuentren en forma libre dentro de la carcasa. Las bombas centrífugas bombean los gases o aire disuelto hasta un 2% en volumen sin afectar de forma significativa el rendimiento de la bomba. El colapso del rendimiento de las bombas centrífugas ocurre con porcentajes mayores al 7% en volumen de gases o gas disueltos, que es cuando el Cabezal producido por la bomba se reduce drásticamente. El cebado de una bomba consiste en desalojar todo los gases o aire de la carcasa reemplazando estos gases por líquidos. Esta incapacidad de las bombas para bombear gases se debe fundamentalmente al diseño hidráulico de la bomba centrífuga cuyo principio de funcionamiento se basa en la desarrollo de Cabezal mediante la aplicación de energía cinética al fluido manejado que es por definición líquido. Las bombas centrífugas desarrollan Cabezal (H) cuando contienen gases, lo que sucede es que el Cabezal por lo general es pequeño debido a que la Gravedad Específica (γ) de los gases es mucho menor a la Gravedad Específica (γ) de los líquidos. Por ejemplo, la Gravedad Específica (γ) del aire es 800 veces menor a la del agua es decir que el Cabezal (H) que se desarrolla con aire, a la misma velocidad y con el mismo diseño de impulsor, es de 800 veces menor al Cabezal desarrollado con agua.

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incrementado la temperatura del equipo principalmente por fricción, hasta causar daños en los elementos de holguras menores como son anillos de desgaste, sellos mecánicos, etc. En este sentido es necesario proceder al cebado de las antes de colocarlas en funcionamiento. La magnitud de los daños que se pudiesen observar va a depender de los niveles de energía de la bomba y del tiempo que se hizo trabajar el equipo sin líquido. Existen bombas centrífugas diferentes métodos y dispositivos para cebar las bombas desde los más elementales como lo es el cebado manual utilizando válvulas de pie, hasta los más sofisticados que utilizan bombas de vacío o eyectores.

5.1.- CEBADO MANUAL CON VÁLVULA DE PIE Para el arranque inicial de una bomba centrífuga equipada con válvula de pie se puede proceder a cebarla manualmente. La operación se inicia removiendo los tapones de la parte superior de la carcasa, donde se coloca un embudo, procediéndose a desalojar el gas entrampado agregando líquido con recipientes o mangueras. Es común la utilización de tuberías que actúan como derivaciones o “bypass” desde la descarga para, llenar de líquido la bomba, así también como la utilización de válvula de bloqueo y tuberías para el drenaje del gas en bombas para petróleo o para fluidos contaminados que están direccionados para drenajes cerrados. La figura 5-1 muestra el diagrama de una bomba a la cual se le está reemplazando manualmente el gas con líquido.

Los canales hidráulicos de los impulsores y de la carcasa están dimensionados y optimizados para líquidos. Solo las bombas centrífugas de diseños especiales como las autocebantes que poseen carcasas y dispositivos que permiten desalojar los gases de la bomba son capaces de trabajar adecuadamente sin ser cebadas previamente. Este no es el caso de las bombas de desplazamiento positivo que por principio de funcionamiento son autocebantes, ya que su funcionamiento se fundamenta en el desplazamiento de un volumen de fluido por unidad de tiempo. El operar una bomba sin líquidos puede traer serias consecuencias a la bomba, ya que el gas o aire entrampado en la bomba recircula internamente

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Figura N° 5-1.- Cebado manual de una bomba centrífuga. Fuente: http://www.aurorapump.com/

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La figura N° 5-2 muestra el diagrama de una bomba a la cual se le instaló una válvula de pie para mantener el líquido en el sistema.

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atascamiento, otro problema observado en este tipo de dispositivo es las altas perdidas de energía que representan para la succión de la bomba.

El operario debe verificar que todo el gas fue desplazado de la bomba porque de lo contrario se observaran indicaciones de mal funcionamiento en la bomba como lo es pulsaciones, imposibilidad de la bomba de desarrollar el Cabezal de diseño, alta temperatura o temperatura de la bomba fuera de lo normal, baja presión de descarga, etc.

Figura N° 5.3.- Diagrama de una válvula de pie, con sus principales componentes. Fuente: http://www.aurorapump.com/

5.2.- CEBADO CON TANQUE DE CÁMARA SIMPLE

Figura N° 5-2.- Succión de una bomba centrífuga con válvula de pie. Fuente: http://www.aurorapump.com/

La válvula de pie es una válvula de retención o “check” colocada en el extremo de la succión o pie de la bomba limitando el flujo hacia una sola dirección y evitando de esta forma que el líquido contenido en la carcasa de la bomba y en la línea de succión drene hacia la fuente de suministro de líquido de la succión, perdiendo de esta forma el cebado.

Los tanques de cebado que poseen una solo compartimiento tienen la salida conectada directamente a la succión de la bomba. El requisito básico para un tanque de este tipo es que la capacidad del tanque sea por lo menos tres veces el volumen que contiene la tubería de succión. La figura N° 5.4 muestra el diagrama de un tanque de cebado de cámara simple.

La figura N° 5-3 muestra el diagrama de una válvula de pie. Es común la utilización de válvulas de pie en sistemas de uso general. La válvula de pie no garantiza la hermeticidad del sistema; en determinadas situaciones el fluido de ceba puede fugarse fuera de la bomba causando la pérdida del cebado, por esta razón cada vez es menos utilizada en sistemas complejos. En presencia de líquidos contaminados o cuando el fluido contiene sólidos las válvulas de pie manifiestan muchas limitaciones presentando una marcada tendencia al malfuncionamiento principalmente por JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

Figura N° 5.4.- Tanque de cebado de cámara simple. Fuente: http://www.aurorapump.com/

Cuando la bomba se detiene y la succión es negativa el líquido contenido en la tubería de

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succión se regresa al recipiente que está suministrando el líquido, sin embargo en el tanque de cebado se retiene una buena porción de líquido, debido a la diferencia de nivel entre la succión y la descarga del tanque. Cuando se da partida nuevamente a la bomba el líquido retenido en el tanque de cebado alimenta la bomba creando vacío en el sistema y en la línea de succión, lo cual hace que el líquido sea succionado de la fuente de suministros obligándolo a ingresar en el tanque de cebado y de esta forma alimentar la bomba.

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ser vapor, aire comprimido o agua. En la figura N° 5-6 se puede observar el esquema en corte de un eyector.

5.3.- CEBADO POR SUCCIÓN POSITIVA Este método de cebado se basa en utilizar una fuente de suministro de líquido que se encuentra por arriba de la línea central de la bomba y de la tubería de succión. La figura N° 5-5 muestra el diagrama de un sistema de cebado por succión positiva, donde es posible observar el tanque de suministro sobre el nivel central de la bomba.

Figura N° 5-6.- Esquema en corte de un eyector. Fuente: http://www.aurorapump.com/

En este sistema de cebado medio presurizado (sea vapor, aire comprimido o agua) pasa a través del eyector, que tiene en su interior una reducción en forma de tobera para facilitar la variación de la energía, lo que crea un vacío en el eyector propiciando la extracción del aire del interior de la carcasa de la bomba y de la tubería de succión. Cuando el líquido que sale del eyector mantiene un flujo estable a través de la tubería de descarga del eyector la bomba está cebada. La figura N° 5-7 muestra el diagrama de un sistema de cebado que utiliza eyectores.

Figura N° 5-5.- Cebado por succión positiva. Fuente: http://www.aurorapump.com/

Este tipo de sistemas el cebado es simple ya que consiste abrir la válvula de succión de la bomba y en abrir las válvulas o remover los tapones de venteo o válvulas de venteo de la bomba, permitiendo que el líquido de la fuente de suministro desplace los gases contenidos en la carcasa de la bomba, llenándola completamente de líquido. Antes de arrancar la bomba se debe tener la precaución de reinstalar los tapones y/o cerrar las válvulas de venteo. 5.4.- CEBADO CON EYECTORES Los eyectores utilizan el principio de “jet” para cebar las bombas para lo cual requieren de un medio presurizado que genere el vacío, este medio puede JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

Figura N° 5-7.- Esquema de un sistema de bombeo con cebado por eyectores. Fuente: http://www.aurorapump.com/

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5.5.- CEBADO CON BOMBAS DE VACÍO Para desalojar el aire de la carcasa de las bombas y de la tubería de succión también se utilizan las bombas de vacío las cuales pueden ser del tipo secas o húmedas. Las bombas de vacío secas no pueden manejar líquidos o mezclas de líquidos y gases; las bombas de vacío húmedas pueden manejar gases, líquidos y la mezcla de ellos. Pueden ser usadas individuales mediante controles manuales o como parte de una central de cebado.

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6.- CARACTERÍSTICAS DE SUCCION DE UNA BOMBA CENTRIFUGA El principio de operación de las bombas centrífugas está basado en que el líquido a ser bombeado debe ser aspirado por el impulsor en la zona de succión. Los impulsores que mueven el líquido en las bombas centrífugas poseen un agujero denominado ojo del impulsor, por donde se introduce el líquido. Para que una bomba opere adecuadamente debe tener energía (presión) a la succión de manera que el líquido pueda ser acelerado al interior del ojo del impulsor. Esta presión mínima necesaria para acelerar el líquido al interior del impulsor y para evitar la evaporación del fluido en el impulsor se denomina el Cabezal Neto de Succión Requerido o NPSHR como lo indican sus siglas en Inglés "Net Positive Suction Head Required". El NPSHR es un parámetro intrínseco del diseño de la bomba está influenciado por el ángulo de entrada 1 de los alabes del impulsor, por la velocidad de la bomba, por el diámetro del ojo del impulsor y por otros elementos del diseño. La forma de modificar este NPSHR es mediante la intervención de la bomba.

6.1.- COMO SE DETERMINA EL NPSHA Para suplir esta presión mínima a la succión de la bomba se requieren unas condiciones mínimas en el sistema que garanticen un Cabezal Neto de Succión Positivo, Este Cabezal es denominado como su nomenclatura en inglés, NPSHA "Net Positive Suction Head Available". El NPSHA disponible en un sistema es descrito por la ecuación N° 6-1:

NPSHA H ABS  H S  H f  HVP

[6-1]

NPSHA:

Cabezal Neto de Succión Disponible, en Pies.

HABS:

Presión absoluta barométrica, en pies.

Hs :

Cabezal de succión o- diferencia de nivel entre el centro de la bomba y el nivel del líquido, en pies.

Hf:

Pérdidas por fricción en la tubería de succión, en pies.

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HVP:

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Presión de vapor del líquido bombeado a la temperatura de trabajo, en pies.

La Presión Absoluta Barométrica (HABS) es la presión atmosférica cuando el recipiente de succión está abierto a la atmosfera o representar la presión de un recipiente presurizado es decir que la presión está por arriba de la presión atmosférica, por tanto la presión a registrar como la Presión Absoluta Barométrica seria la presión del recipiente más la presión atmosférica. Es un error muy común cuando se realiza este cálculo es no usar la presión como presión absoluta sino manométrica, lo que resta unos 32 pies a la magnitud del NPSHA, resultando en muchos casos, por su puesto de forma errada, en que el NPSHA es menor al NPSHR. Cuando el NPSHA es menor que el NPSHR ocurre cavitación en el ojo del impulsor. La cavitación es un fenómeno que se produce cuando se forman burbujas de vapor en la entrada del impulsor y luego colapsan en las áreas de alta presión de los impulsores, más adelante en la sección 6.4 se hablará concretamente de la cavitación. Muchos factores asociados con la operación de una determinada bomba pueden afectar el NPSH. El que las holguras de la bomba estén por arriba de las holguras recomendadas por el API 610/ISO 13709 (por ejemplo 2x veces las dimensiones) puede aumentar el NPSHR, debido al aumento de la circulación interna y al retorno de mayor volumen de líquido a la zona del ojo de succión que produce distorsiones en el flujo que está entrando en la bomba. En las bombas multietapas que poseen elementos de balance como (tambores de balance, pistones, etc.) puede ocurrir un fenómeno similar al producirse el incremento de las holguras del elemento de empuje que aparte de generar desbalance de las fuerzas axiales en la bomba puede producir incremento del NPSHR debido al incremento del flujo, por la tubería de balance hacia el área de succión. Este fluido que ha incrementado su temperatura debido a la fricción en el elemento de balance puede incrementar la presión de vapor (HVP) en el área de succión del primer impulsor. Un factor con influencia importante en el NPSHA es la disolución de gases en el líquido que se está bombeando, básicamente porque modifican la presión de vapor del líquido (HVP).

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Por ejemplo cuando se calcula el NPSHA utilizando la ecuación [6-1] para un servicio de agua determinamos la presión de vapor (HVP) del líquido usando las tablas de vapor para la temperatura aproximada de bombeo. Si el cálculo se realiza de forma rigurosa este es un estimado erróneo ya que las tablas de vapor están hechas para agua pura desaireada. La introducción de aire o gases al líquido tiene influencia en la presión de vapor (HVP) del agua reduciendo el NPSHA del sistema, sin embargo en la práctica no se realizan correcciones o se toman medidas preventivas en estos casos, básicamente porque en la mayoría de las situaciones los gases disueltos en los líquidos no es mayor al 1%. Existen situaciones de campo que pueden afectar de forma aleatoria la disponibilidad de presión de succión de un sistema de bombeo disminuyendo el NPSHA, demandando alguna acción correctiva para eliminar la situación observada, estos casos son por ejemplo: 

Colapso total o parcial de la línea de succión reduciendo el área de flujo y aumentando las pérdidas del sistema.



Acumulación de sólidos en la línea de succión, producto de una limpieza inadecuada de las tuberías en el proceso de puesta en marcha (commissioning), por la ingestión de sólidos que por su tamaño características pueden obstruir la línea de succión. Ocurre con frecuencia que los elementos elastoméricos y empacaduras de las válvulas de pie se sueltan o rompen por desgaste y se alojan en la tubería de succión.



Incrustaciones en la línea de succión como por ejemplo de carbonatos o hidratos que producen reducción del diámetro efectivo de succión.



Colador de succión tapado o colapsado.



Venteo del tanque de succión obstruido, situación muy común en climas fríos donde existe tendencia a que se forme hielo alrededor de este dispositivo. Se producen efectos cuando los tanques no están equipados con válvulas de presión y vació o estas válvulas están fuera de operación.



También en climas fríos es muy común que se observen congelamientos en la línea de

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succión, debido a daños en los sistemas de calentamiento causando la obstrucción de la tubería. Todas las situaciones anteriormente descritas se pueden considerar fallas en el sistema o eventos que demandan una acción de mantenimiento correctivo para restituir el NPSHA del sistema.

6.1.1.- COLADORES DE SUCCION Los coladores de succión son usados básicamente durante los periodos de puesta en marcha (commissioning) de los sistemas de bombeo con la finalidad de evitar daños por la entrada de objetos extraños y partículas remanentes de la fase de construcción o reparación realizada en la planta. Los coladores temporales se utilizan en los periodos de pre-arranque de las plantas luego de realizada la limpieza de las tuberías y se inicia en esta etapa el refinamiento de esta limpieza arrastrando los finos y sucio remanente en la tubería mediante el incremento de velocidad en el fluido durante las pruebas de puesta en marcha de los equipos. La práctica más común es la de colocar filtros con forma de sombrero de bruja y de cono truncado con al menos dos veces y media el área efectiva de la tubería. La figura N° 6-1 muestra un filtro temporal tipo cono truncado.

Figura N° 6-1.- Filtro temporal tipo cono truncado. Fuente: www.emi-mexico.com/imgs/int/filtros/images/cono_bruja/cono_bruja.jpg

El material de construcción puede ser de chapa de acero inoxidable con agujeros de entre 1,5 y 3 mm (de 0,06 a 0,125 pulgadas o 1/16 a 1/8 de pulgada) cuando no se esperan partículas de diámetro tan pequeño. También se usa maya de acero inoxidable de entre 25 y 18 mesh para contaminantes más finos (Por lo general son más propensos a obstruirse).La instalación del filtro se realiza con el cono en la dirección del flujo, con la finalidad que los sólidos retenidos no se acumulen el centro del cono.

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Los coladores permanentes son utilizados cuando los sólidos forman parte de los fluidos manejados por la bomba como por ejemplo en bombas para manejo de fondos de torre de destilación, bombas en plantas de coque, bombas que captan agua de los ríos etc. Los coladores permanente tienen diferentes formas y configuraciones, los principales son del tipo cesta y los tipo Y. La figura 6-2 muestra un filtro tipo Y, en corte, indicando el cilindro de filtrado.

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maya de menor micronaje para remover particulas mas finas.

6.2.- COMO SE DETERMINA EL NPSHR El NPSHR de la bomba es una propiedad del diseño y se determina mediante una prueba estructurada y diseñada por el Instituto de Hidráulica de los Estados Unidos (AHI), donde el Cabezal Total (H) de la bomba es medido a una velocidad determinada y a una capacidad (Caudal Q) preestablecida, con estos valores fijos se varia el NPSHA del sistema para determinar el NPSHR. La metodología para calcular el NPSHR de la bomba centrífuga es la siguiente, se fija y mantiene constante el Cabezal Total (H) de la bomba, suministrando a la bomba valores altos de NPSHA. El NPSHA del sistema se va reduciendo hasta que se produce una ruptura de la estabilidad del Cabezal de Descarga, el cual cae afectando el rendimiento de la bomba

Figura N° 6-2.- Filtro en Y, en corte. Fuente: www.globalspec.com/RefArticleImages/8DE033B40

Estos coladores tienen facilidades para la realización de la limpieza y deben ser instalado entre manómetros que indiquen cuando el filtro esta obstruido. El API RP 686 en el capitulo 6 “Piping”, da orientaciones para la aplicación de filtros para remoción de particulas en las tuberias tanto para aplicaciones permanentes como en situaciones donde son necesario solo de manera temporal. De acuerdo com estas prácticas recomendadas los filtros permanentes deben ser preferiblemente del tipo Duplex, con indicador de presión diferencial y con un área de flujo no menor de 150% del área de flujo de la tubería y lel tamaño típico de los agujeros debe estar en 6 mm (1/4 Pulgada). El API RP 686 indica que los filtros temporales que son usados generalmente durante la puesta en marcha inicial de los equipos o luego de una parada para reparación aguas debajo de la bomba para facilitar la remoción de partículas. Recomienda que sean fabricados en acero inoxidable con un área de flujo de al menos 150% del área de la tubería. Indican que debe ser instalado en tuberías horizontales para facilitar el manejo de los residuos colectados. El tamaño del agujero bae es de 6 mm (1/4 Pulgada) sin embargo puede ser recubierto con

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De acuerdo con el Instituto de Hidráulica existen tres arreglos de bancos de pruebas para verificar el NPSHR por las bombas centrífugas. Él más usado de estos arreglos es el de Nivel Constante fundamentalmente por su sencillez y economía (Baja inversión relativa para generar la infraestructura necesaria), respecto a los otros sistemas. En este arreglo de banco de pruebas se mantiene un nivel de líquido a la succión de la bomba (es decir se mantiene la presión estática a la succión) y se hace variar la presión de succión mediante una válvula de estrangulamiento, hasta que el Cabezal Total (H) de descarga sea afectado en su desempeño. El segundo arreglo usado para verificar el NPSHR por las bombas es el que posee un Tanque de Agua de Nivel Variable; donde es posible variar el nivel de líquido y de esta forma sé varia el NPSHA en el sistema y por acción directa la presión a la succión de la bomba. En este sistema se varía el nivel de líquido hasta que el Cabezal de Descarga caiga a los niveles establecidos. El último arreglo es el constituido por un Tanque o Recipiente Cerrado, con un circuito cerrado para el movimiento del agua de prueba, posee bombas de vacío y sistemas para el ajuste de la temperatura del agua. La figura Nº 6-3 muestra un diagrama típico de los tanques usados para evaluar el NPSHR de las bombas centrífugas.

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de gran prestigio en el área, como Igor Karassik, muestran altas tasas de cavitación - erosión (evidenciada con incremento de ruido y vibraciones en las bombas) en bombas trabajando próximas al NPSHR correspondiente al 3%, a caudales cercanos al BEP. Esta tasa de erosión disminuye cuando el punto de funcionamiento se aleja del BEP tanto a la derecha como la izquierda.

Figura N° 6-3.- Circuito presurizado para evaluación del NPSHR por las bombas. Fuente: ASMEPTC-8.2-1990

El método de prueba de NPSHR acordado por el Instituto de Hidráulica de los Estados Unidos, el cual esta validado para los diferentes arreglos de bancos de pruebas y configuraciones de bombas es el que sigue a continuación. Para la realización de las pruebas se fija un caudal (Q) y un Cabezal Total (H) sobre las curvas de rendimiento de la bomba que se quiere evaluar, se estabiliza el sistema suministrando un valor alto de NPSHA, luego se hace variar la presión de succión hasta que se logra generar la caída de presión de descarga o Cabezal Total de Descarga (H) hasta que se inicie la cavitación en el área de succión de la bomba. El punto exacto donde comienza la cavitación no es sencillo de determinar por métodos tradicionales, sin embargo por convención se ha establecido que una caída del 3 % del Cabezal de descarga fijado para la prueba es el indicativo que la cavitación está en desarrollo. La figura Nº 6-4 muestra una curva típica de Cabezal Total de Descarga vs. NPSHA, donde para diferentes caudales Q1, Q2, Q3, Q4 se reduce el NPSHA hasta observar una caída del 3% en magnitud en el Cabezal fijado, en este punto se considera que se ha iniciado la cavitación. Generalmente para servicios de agua de calderas y para equipos de alta energía, sometidos a condiciones exigentes de operación se utiliza el criterio del 1% de caída de Cabezal Total de Descarga, para determinar el NPSHR por las bombas que se aplicaran en estos servicios. En pruebas realizadas en laboratorios y en experiencias de campo relatadas por personas JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

Figura N° 6-4.- Curvas de Cabezal vs NPSH mostrando la caída del 3% en Cabezal. Fuente: Pump and System Troubleshooting Handbook_ Cavitation and NPSH in Centrifugal Pumps_By Paul T. Lahr

Las pruebas para determinar el NPSHR por una bomba son desarrolladas con agua a temperatura ambiente, debidamente desaireada y los resultados son usados indiferentemente para el fluido que bombea el equipo, solamente en algunos casos especiales se realizan pruebas de cavitación para fluidos específicos, como pueden ser hidrocarburos o aceite, o con agua a temperaturas mayores a la temperatura ambiente. Con esto se asume que la presión de vapor del fluido (HVP) bombeado no tiene influencia en el NPSHR por la bomba, lo cual no es cierto, ya que se han realizado pruebas con hidrocarburos livianos y se han logrado NPSHR más bajos que los medidos con agua. No se realiza ninguna corrección al usar un fluido distinto al agua, tal como lo presenta en algunas tablas el AHI, ya que podría causar confusión y posibles errores de apreciación. La norma ISO/TR 17766 “Centrifugal pumps handling viscous liquids performance corrections”. Es un Reporte Técnico (Technical Report) que establece como deben ser hechas las correcciones en rendimiento de las bomba cuando se está bombeando liquido viscoso. Las ecuaciones presentadas en este reporte técnico aplican para bombas horizontales y verticales de diseño convencional cuando bombean líquidos con viscosidades mayores a la del agua, equipadas con

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impulsores cerrados o abiertos, de succión simple o doble, bombeando líquidos Newtonianos en el rango de operación normal. En la sección 7.3 “Method for estimating net positive suction head required (NPSHR)”, este reporte técnico explica que la viscosidad tiene una influencia dual en el desempeño del NPSHR primero que con el incremento de la viscosidad aumenta la fricción y por ende el NPSHR, pero al mismo tiempo la alta viscosidad limita la difusión del aire y el vapor en el líquido con lo cual decrece el NPSHR. En la norma se establece una metodología empírica para la corrección del NPSHR que no vamos a describir en este libro. Lo importante de resaltar de la metodología, que es un método general no está basado en pruebas de NPSHR, por lo cual debe ser usado con cautela debido a que pudiese tener limitaciones y la precisión de los resultados puede ser afectada por las características propias del fluido. Lo más recomendable es no hacer corrección alguna del NPSHR, sin embargo si se tienen dudas lo mejor es consultar al fabricante para esa aplicación en particular evitando de esta forma las posibles complicaciones de utilizar el Reporte Técnico de la ISO. En la actualidad los fabricantes e institutos de investigación poseen modelos matemáticos que predicen el fenómeno de cavitación o disponen de impulsores con materiales trasparentes donde miden el tamaño de burbuja en las caras de los alabes a la succión, determinando el momento exacto cuando se inicia la cavitación, o cuando la cavitación empieza a afectar la metalurgia de la bomba y el rendimiento.

6.3.- COMO MEJORAR EL NPSHA DE UN SISTEMA DE BOMBEO Si la condición de succión es inadecuada, es decir que el NPSHA es insuficiente para cubrir el NPSHR existen varias vías para resolver este problema, las más usados son mejorar el NPSHA en el sistema o reducir el NPSHR por la bomba.

6.3.1.- MEJORAR EL NPSHA EN EL SISTEMA. Para mejorar el NPSHA es necesario actuar el sistema para modificar las variables que componen

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la ecuación 6-1, del NPSHA, a continuación algunas de las acciones que se deben evaluar.

6.3.1.1.- Subir el nivel del Líquido Si se incrementa el nivel del líquido sobre la línea central de la succión de la bomba se incrementa el valor positivo del Cabezal Estático (Hs) en la ecuación 6-1 mejorando de esta forma el NPSHA. No siempre es posible subir el nivel de líquido del recipiente de succión, como por ejemplo cuando la bomba centrífuga succiona de una laguna de aguas efluentes o cuando el costo es alto para subir algunos metros la base del tanque de succión respecto a los beneficios que se generarán. En los casos donde es posible subir el nivel de líquido unos metros sobre la línea de succión, se puede hacer una diferencia importante en el costo y en la flexibilidad operacional del sistema. En tanques de petróleo de gran capacidad se pueden dejar dos o tres pies adicionales al límite mínimo establecido por las operaciones mejorando sensiblemente el NPSHA, pero afectando la capacidad de almacenamiento efectiva del tanque.

6.3.1.2.- Bajar el Nivel de la Bomba El Cabezal Estático (Hs) en el resultado de la ecuación 6-1 se puede mejorar también no solo con subir el nivel de líquido sobre la línea central de la bomba, sino también al bajar el nivel de la línea de succión de la bomba del sistema de bombeo. Se puede bajar la línea de succión de la bomba colocándola en una tanquilla a un nivel más bajo que el nivel de líquido que se quiere bombear, incrementando de esta forma el NPSHA del sistema. Una alternativa para bajar el nivel de la linea central de la bomba es usar bombas verticales tipo turbina. En este tipo de bomba el motor es vertical y se coloca en la parte superior del conjunto moto-bomba y la bomba propiamente dicha es decir el o los impulsore(s) están sumergida en el fluido que se desea bombear. Esta solución tiene la desventaja que los cojinetes estándar para las bombas verticales tipo turbinas son lubricados por el fluido bombeado (los diseños especiales y para manejar abrasivos poseen líneas de alimentación de fluidos externas para lubricar los cojinetes) por lo que el deterioro y los costos de mantenimiento son mayores a los costos de mantenimiento de una bomba horizontal.

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6.3.1.3.- Reducir la Fricción en las Tuberías

6.3.1.6.-

Se puede disminuir el valor de las pérdidas por fricción (Hf) en la ecuación 6-1 (que tiene valor negativo en la ecuación del NPSHA), disminuyendo la fricción en la tubería de succión, esta alternativa es recomendada bajo cualquier circunstancia, debido a que presenta una solución completa al problema de succión.

Si la bomba esta succionando de un recipiente cerrado se puede mejorar el NPSHA del sistema si se incrementa la presión del recipiente. En procesos donde los fluidos poseen alta presión de vapor (HVP) se utiliza como una práctica de ingeniería mantener la presión de los recipientes de las corrientes de succión por arriba de la presión de vapor (HVP) para evitar cavitación y vaporización.

Las pérdidas se pueden reducir rediseñando las conexiones de succión e como ejemplo actuar en el sistema aumentando el diámetro de la tubería, disminuyendo accesorios, mejorando el arreglo de tuberías para reducir cambios de dirección y las pérdidas en los codos, etc.

6.3.1.4.- Usar una Bomba de Refuerzo Se puede instalar una bomba adicional de refuerzo para alimentar la bomba con problemas de succión y de esta forma incrementar la presión de succión de la bomba afectada. Esta solución es efectiva cuando la bomba principal descarga a alta presión, con lo cual se puede lograr durante la fase de diseño al seleccionar equipos con menos etapas, mejor Eficiencia, mejor velocidad de funcionamiento, lo cual permite reducir los costos totales del paquete de bombeo principal. Las bombas de refuerzo, cuando son horizontales, se deben seleccionar de bajo NPSHR, baja velocidad, bajo Cabezal y de una sola etapa

6.3.1.5.- Enfriar el Líquido Bombeado Cuando se enfría el líquido bombeado, se reduce el valor de la presión de vapor (HVP) que en la ecuación 6-1 del NPSHA es un elemento negativo y se resta a los valores positivos de la ecuación, por lo que se mejora el resultado final al tener mayor NPSHA en el sistema. En aplicaciones donde se manejan líquidos a alta temperatura, al inyectar líquidos a menor temperatura de otra corriente de procesos o proceder al enfriamiento del fluido por medios mecánicos (usando enfriadores o intercambiadores de calor) es posible incrementar el NPSHA significativamente, debido a que al reducirse la temperatura final del fluido, la presión de vapor (HVP) disminuye. Al igual que en parrafo anterior al reducirse la presión de vapor (HVP) aumenta el componente positivo de la ecuación 6-1. JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

6.3.2.-

Incrementar Succión

45 la

Presión

REDUCIR EL NPSHR BOMBA

de

POR LA

El NPSHR de las bombas centrífugas depende fundamentalmente de las características intrínsecas del diseño de la bomba. Para reducirlo o mejorarlo se deben intervenir los principales parámetros del diseño de la bomba centrifuga a aplicar en el sistema. Estos parámetros pueden ser reducir la velocidad de la bomba, usar impulsores doble succión, incrementar el diámetro del ojo del impulsor, utilizar inductores, etc.

6.3.2.1.- Reducir la Velocidad de la Bomba La velocidad es uno de los parámetros que influye en el NPSHR de la bomba, en este sentido al disminuir la velocidad de la bomba se disminuye sensiblemente el NPSHR. Es posible reducir la velocidad mediante variadores de frecuencia, mediante poleas, con motores de velocidad variable, con cajas de engranajes, etc. La solución de disminuir la velocidad de la bomba reduce la Eficiencia e incrementa el costo de la bomba, ya que se requiere una bomba de mayor tamaño para bombear la misma cantidad de líquido. El análisis de las opciones disponibles debe determinar cuál es la solución más económica y que de mayores ventajas en la situación específica que se esté avaluando.

6.3.2.2.- Usar un Impulsor Doble Succión Para altos caudales el usar un impulsor doble succión es siempre una solución viable para mejorar el NPSHR, ya que el caudal total de la bomba se divide entre los dos ojos de succión del impulsor reduciendo por ende la energía requerida para impulsar el líquido a la succión de la bomba disminuyendo la probabilidad de cavitación. En una aplicación específica para una determinada bomba centrífuga cuando se usa un impulsor de doble succión, si se mantiene la

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misma velocidad en la bomba, el NPSHR se reduce en un 30% comparado con el NPSHR por un impulsor de succión simple. Ahora si se aplica el mismo impulsor y se mantiene el NPSHR se puede incrementar la velocidad de la bomba hasta en un 41%.

6.3.2.3.- Incrementar el Diámetro del Ojo del Impulsor Haciendo modificaciones en la ingeniería de los impulsores de la bomba centrífuga se puede reducir el NPSHR por la bomba, una de estas soluciones es incrementar el área de entrada de fluido al impulsor mediante el aumento del diámetro del ojo del impulsor.

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la alternativa se debe evaluar cuidadosamente.

6.3.2.6.- Usar Inductores La necesidad de mejorar la capacidad de succión de las bombas hizo que los investigadores desarrollaran los inductores que se empezaron a aplicar industrialmente en las bombas centrífugas en los años 30. La figura 6-5 muestra una bomba centrífuga en corte con un inductor colocado en la parte frontal.

Esto reduce la velocidad de entrada al impulsor, pero incrementa el valor de la Velocidad Especifica de Succión ((NSS), lo cual aumenta los problemas en la bomba cuando trabaja a flujos parciales, tal como fue explicado con el concepto de Velocidad Específica de Succión (NSS). Si se incrementa la Velocidad Específica de Succión (NSS) por arriba de 11.000 ocasiona que cuando se trabaja a caudales muy por debajo del BEP, se inicia la recirculación en el impulsor, se producen vibraciones, ruido y desgaste prematuro de los componentes.

6.3.2.4.- Incrementar el Tamaño de la Bomba Una forma de reducir las exigencias en NPSHR es utilizar una bomba de mayores dimensiones a las requeridas, y trabajarla a flujos parciales. No es necesariamente una buena solución, ya que se incrementa el costo de la bomba, se debe operar en una zona de menor Eficiencia y a flujo reducido, pudiendo originar los problemas relacionados con operación fuera del Punto de Mejor Eficiencia (BEP) de la bomba.

6.3.2.5.- Usar Bombas en Paralelo Si se usan dos o más bombas de menor caudal al caudal requerido operando en paralelo, pero que al sumar los caudales individuales aportan el caudal total, se reduce el NPSHR por cada bomba, ya que cada bomba recibe menos caudal que el caudal total, ya que el fluido se divide entre las bombas que se encuentran en funcionamiento. Esta solución resulta más costosa en inversión inicial, en costo de instalación y de mantenimiento

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Figura N° 6-5.- Bomba con inductor. Fuente: Flowserve Corporation, en www.flowserve.com/Products /Pumps

El inductor es básicamente un impulsor de flujo axial, de alta Velocidad Específica (NS), de alta Velocidad Específica de Succión (NSS), que desarrollan bajo Cabezal (H), son de pocos álabes (Los alabes van de entre 2 y 4 alabes) y que requiere menor NPSH que el impulsor al cual esta complementado. El inductor es colocado en la parte frontal del impulsor principal de la bomba para mejorar el NPSHR del conjunto y actúa en serie con el impulsor de la bomba original La Velocidad Específica de Succión (NSS) de estos inductores esta entre 15.000 y 25.000, logrando en algunos casos la reducción del NPSHR total de la bomba de hasta un 20% del NPSHR original. La figura N° 6-6 muestra un diagrama en corte de un inductor aplicado a la succión de una bomba centrífuga. El extremo del inductor se fija al eje y reemplaza a la tuerca de fijación del impulsor. Se debe tener mucho cuidado con la utilización de los inductores, ya que su rango de acción en cuanto a los caudales es limitado a un área reducida alrededor del Punto de Mejor Eficiencia (BEP), ya que su alta Velocidad Específica de Succión (NSS) limita su funcionalidad a flujos parciales o aflujos por arriba del caudal de mejor Eficiencia.

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En un comentario de la sección 5.9 de la PIP RESP001 “Design of Pumping Systems That Use Centrifugal Pumps” indican que los inductores se han aplicado exitosamente en bombas con Velocidad Especifica de Succión (Nss) de hasta 30.000 (580 SI) el cual pude ser el caso de las bombas de combustible aplicadas en cohetes espaciales que manejan un flujo muy alto de hidrógeno líquido que por limitaciones de espacio tienen que trabajar a alta velocidad, sin embargo el rango más común es de Velocidades Especificas de Succión de entre 15.000 a 25.000 (290 y 480 SI). Figura N° 6-6.- Diagrama de inductor. Fuente: Pump Hand Book-Igor J. Karassik, Joseph P. Messina, Paul Cooper, Charles C. Heald-McGraw Hill-Third Edition-2001.

Fuera de esta área es completamente inoperante y puede crear problemas adicionales a los que trata de resolver, los problemas observados en estos casos son cavitación, erosión, alta vibración y daños prematuros en los sellos y cojinetes. La Figura 6-7 muestra un diagrama donde se indica el NPSHR por una bomba sin inductor y el NPSHR requerido por un inductor.

Se observa en la figura 6-7 que el rango de operación efectivo del Inductor es alrededor del (BEP) fuera de ese rango de caudales el NPSHR se incrementa por arriba del NPSHR original de la bomba centrífuga dando más problemas que soluciones.

Otro cuidado que se indica en esta sección del PIP RES SP 001 es relacionado con el rango de operación del inductor, ya que se prefiere un rango de operación estrecho en lugar de uno muy amplio debido a las limitaciones del inductor en trabajar efectivamente en rangos de flujo amplios.

6.4.- FENÓMENO DE CAVITACIÓN La cavitación es un fenómeno que ocurre al formarse burbujas de vapor en la entrada del impulsor, las cuales luego colapsan en las áreas de alta presión de los impulsores. Cuando las burbujas colapsan la energía liberada produce ruido y daños generalizados en las bombas. La magnitud de los daños depende de los niveles de energía y de la metalurgia usada en el equipo. La figura 6-8 muestra el diagrama de la dinámica de la formación de las burbujas de gas en el ojo de succión del impulsor en presencia de la cavitación.

Figura N° 6-7.- Diagrama indicando el rango de operación de un inductor típico. Fuente:www.lawrencepumps.com/newsletter/news_v01_i2_july.html

Para solicitar a un fabricante de bombas centrifugas el usar inductores es necesario que la empresa proveedora del equipo tenga experiencia probada aplicando inductores en servicios similares a la requerida por el usuario y en el uso de inductores en modelos de bombas similares a los que está operando el cliente.

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Figura N° 6-8.- Diagrama de impulsor mostrando la dinámica de la formación de las burbujas y el colapso final. Fuente: How to Order a Pump and Get What You Want-Short Course 2/Turbomachinery Symposium_1992.

En la figura se muestra como se forma la burbuja para luego observar, por el incremento de presión a medida que el impulsor transmite energía al fluido,

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el posterior colapso de las burbujas con la generación de la onda de choque que es la que produce los daños en el equipo. La cavitación ocurre cuando el NPSHA es insuficiente para cubrir las pérdidas a la succión y está por debajo del NPSHR de la bomba. La figura 6-9 muestra el comportamiento de la presión a la succión de una bomba centrífuga. La presión con que viene el líquido hacia la succión es la observada en el punto N° 1 en ambos diagramas, cuando el fluido toca el punto N° 2 la presión de succión disminuye debido a que la bomba absorbe parte de la energía que trae el líquido para propulsarlo al interior del impulsor. Si la presión en este punto es superior a la presión de vapor del líquido (HVP), no se produce cavitación (diagrama superior de la figura N° 6-9), si por el contrario la presión de succión cae por debajo de la presión de vapor del líquido bombeado (HVP), el fluido se vaporiza y se inicia la cavitación (diagrama inferior de la figura N° 6-9). La palabra cavitación se deriva de la palabra cavidad, es decir espacio vacío o hueco, estos espacios vacíos se forman con burbujas de vapor, gases y aire

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líquido (HVP). A nivel del mar donde la presión atmosférica es de un bar (14,7 psi) el agua hierve a 100 °C (212 °F), lo cual produce vapor que tiene aproximadamente 1.600 veces el volumen que tenía en estado líquido, cuando las burbujas suben a la superficie del líquido liberan el calor y la energía de presión. Sin embargo como el diferencial de presión entre la superficie del líquido y la atmosfera es reducido, la onda de choque generada por la liberación de la energía es extremadamente pequeña y se disipa en todas las direcciones en la superficie del líquido. En los líquidos en condición estacionaria la presión es constante en cualquier dirección, sin embargo cuando el líquido fluye a través de una bomba centrífuga existen diferencias en las velocidades relativas locales en los distintos puntos del impulsor. Estas diferencias en las velocidades se deben a la distribución de las presiones del líquido que fluye en los canales hidráulicos de las bombas, debido a la separación entre el área próxima al alabe que transmite la energía al fluido y el área próxima al lado inactivo de este alabe. No es muy complicado entender que existe una marcada diferencia en la presión existente en la cara del alabe que transmite la energía y la cara no activa del alabe, en algunas situaciones en las zonas inactivas de los alabes, donde la baja presión encontrada puede alcanzar la presión de vapor del líquido bombeado (HVP), ocurre la cavitación. La Figura N. 6-10 presenta el diagrama de un impulsor mostrando los sectores típicos los cuales son los más afectados por el fenómeno de cavitación y por la recirculación.

Figura N° 6-9.- Diagrama que muestra la distribución de presiones a la succión de una bomba.

Fuente: http://webwormcpt.blogspot.com/2008/02/why-centrifugal-pump-npshrequired.html

Luego que los alabes del impulsor transmiten energía al fluido en el punto N° 3 se incrementa la presión aguas abajo del ojo del impulsor causando el colapso de las burbujas que se formaron el área de succión del impulsor. La ebullición del líquido puede ser inducida sin calentarlo, al llegar a una presión en el sistema de succión por debajo de la presión de vapor del

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Figura N° 6-10.- Diagrama de impulsor mostrando las áreas afectadas por la cavitación. Fuente: www.pumpfundamentals.com/pump_glossary.htm

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Con excepción de lo observado en regímenes de flujo muy altos, donde la alta velocidad del fluido en los canales hidráulicos de la bomba propicia la reducción de la presión local del fluido por debajo de la presión del vapor, la cavitación se manifestará en la cara inactiva del alabe en las áreas próximas a la succión. En flujos muy altos la cavitación se manifiesta en la lengüeta de descarga de la voluta o en la cara activa de los alabes del impulsor es decir en el lado del impulsor que suministra la energía al fluido. La figura 6-10 muestra también las áreas de los alabes afectadas por la recirculación en la succión y la recirculación en la descarga. El fenómeno de la cavitación ocurre en la bomba de la siguiente manera: en las regiones de baja presión del impulsor se forman burbujas de vapor cuando la presión local está por debajo de la presión de vapor del fluido (HVP). El flujo de líquido en el interior de la bomba arrastra las burbujas a las regiones de alta presión. Estas burbujas colapsan Instantáneamente debido a que la presión circundante es superior a la presión en el interior de la burbuja. La figura N° 6-11 muestra el ciclo de formación y colapso de una burbuja de aire relacionada con cavitación.

Figura N° 6-11.- Ciclo de formación de una burbuja de gas relacionada con la cavitación. Fuente: www.lawrencepumps.com/documents/news_vol1_i5_oct.pdf

Es de resaltar que en el proceso de colapso las fuerzas externas de la burbuja inducidas por el incremento de la presión aguas abajo del ojo del impulsor genera una cavidad en el centro de la burbuja que concentra la energía de colapso. Esta energía producida por el colapso es guiada a un área puntual en una especie de jet, aumentando de esta forma los efectos de la onda de choque al concentrar la energía en un área más reducida. Como este colapso es muy rápido (investigaciones indican que la vida media, desde que se genera hasta que colapsa, de una burbuja producida por cavitación es de tres milisegundos) y si las burbujas están en contacto con el metal del alabe producen debilitamiento y daños por impacto de la onda de choque en estas superficies.

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La figura N° 6-12 muestra la ampliación de una foto tomada una burbuja antes del colapso mostrando la formación de la cavidad central.

Figura N° 6-12.- Foto de burbuja en proceso de colapso, con la cavidad central en formación. Fuente: www.lawrencepumps.com/documents/news_vol1_i5_oct.pdf

6.4.1.- CUANDO OCURRE LA CAVITACION? Para evitar la presencia del fenómeno de cavitación en una bomba centrífuga aplicada en una condición de operación determinada, el valor del NPSHA a la succión de la bomba debe ser siempre mayor al NPSHR por la bomba a un determinado flujo. Algunas normas y especificaciones corporativas recomiendan que la diferencia entre los NPSH debe ser no menos de 0,9 metros (3 pies). Específicamente la norma ASME B73.1 establece que el margen entre NPSH debe ser de 0,9 metros (3 pies) este margen puede ser incrementado si existen condiciones en las cuales se pudiese aumentar el NPSHR de la bomba. Ahora el API 610/ISO 13709 es más amplio y establece que margen entre el NPSHA y el NPSHR debe ser establecido por el comprador. El API 610 indica que el NPSHR suministrado por el fabricante de la bomba debe ser para agua a temperaturas menores a 65° C (150° F) a la velocidad y caudal especificados como punto de garantía, y además aclara que correcciones para líquidos diferentes al agua no son aceptadas. Otro aspecto destacado por el API es que el NPSHA debe ser mayor al NPSHR y da orientaciones para considerar el margen adecuado entre el NPSHA y el NPSHR de acuerdo a la realización de una evaluación completa del rango de operación de la bomba, tomando como referencia las necesidades de flujo mínimo continuo, Velocidad Específica de Succión (NSS), etc.

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Como recomendación general y en base a experiencia de campo para bombas con NPSHR mayor a 30 pies se debe mantener un margen mínimo entre el NPSHA y el NPSHR de al menos un 10%. Esto es para evitar en sistemas de alto flujo o alta energía, que una variación relativamente pequeña en el sistema como puede ser, por ejemplo, un aumento de temperatura que induzca a un incremento de la presión de vapor (HVP) lleve a que el equipo entre en cavitación. Algunos autores como J. T. MacGuire recomiendan para el manejo de agua un margen de entre 10 y 30% entre el NPSHA y el NPSHR con una diferencia mínima de 3 pies entre el NPSHA y el NPSHR. Para bombas de pequeño y mediano porte que manejan hidrocarburos el autor del artículo recomienda 10% de margen. Para bombas de alimentación de calderas 50% (limitando la potencia hasta 2.500 HP y 3.600 RPM). Para bombas de alta energía el margen debe ser de entre 100 y 200% de la relación entre el NPSHA y el NPSHR. Algunas normas de empresas petroleras establecen límites diferentes que son siempre conservadores en cuanto al margen a mantener entre el NPSHA y el NPSHR. Por ejemplo, uno muy interesante establece que para evitar cavitación en bombas que están manejando fluidos con gases disueltos el NPSHA debe ser 1,5x NPSHR, con un rango mínimo de 5 metros entre el NPSHA y el NPSHR. Lo que aplica en todo el rango de operaciones que no debe estar fuera de entre 70% y 110% del flujo en el BEP. En bombas de alta energía es recomendable solicitar en las especificaciones del equipo, durante las gestiones de compra, que el NPSHR por la bomba debe ser tal que garantice una vida mínima del impulsor de primera etapa de 40.000 horas.

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generadas son similares para ambos casos y existe la tendencia a describirlas como el mismo fenómeno. Una prueba de descarte utilizada en el campo es variar el flujo mediante el estrangulamiento de la válvula de descarga, si al reducir el flujo se reduce el ruido y las vibraciones estamos en presencia de cavitación, si por el contrario aumenta la inestabilidad el fenómeno observado es inestabilidad hidráulica como consecuencia bajo flujo.

6.4.2.-

DAÑOS PRODUCIDOS POR LA CAVITACIÓN.

La energía cinética producida por el colapso de las burbujas de vapor es relativamente alta debido a una masa mayor y a la alta velocidad con que se produce la ruptura de la burbuja. El vacío creado empuja al fluido a llenar estos espacios creando un fenómeno parecido al golpe de ariete, en una zona localizada muy pequeña que puede causar daños importantes en el impulsor dependiendo, esto último, entre otras cosas de la intensidad de la cavitación, de la energía de la bomba y de la resistencia de los metales utilizados en su fabricación. El tamaño de una burbuja producto de la cavitación a una temperatura normal de líquido bombeado de 30 °C (86 °F) es mucho mayor a las burbujas generadas por ebullición a 100 °C (212 °F) (burbujas de al menos 15 veces mayores) a presión atmosférica, lo que representa una masa mayor de agua que va a chocar contra la superficie del alabe. La figura N° 6-13 muestra la foto de un alabe o paleta de un impulsor dañado por la cavitación. Allí se observa la superficie del metal dañada con apariencia de estar roída. El daño se localiza en la zona de succión, en la parte no activa del alabe.

En casos específicos donde no es viable mantener la diferencia entre el NPSHA y el NPSHR mayor a 3 pies, ó donde las modificaciones del equipo y/o el sistema no son factibles se recomienda realizar una prueba de NPSH en un banco de pruebas, según los lineamientos de AHÍ. Esto para verificar si se produce cavitación en las condiciones de operación establecidas. Es muy común confundir la cavitación en una bomba centrífuga con los síntomas de inestabilidad hidráulica como consecuencia del bajo flujo, sobretodo en bombas de cierta energía, que poseen alto caudal o desarrollan alto Cabezal, las cuales generan mucho ruido al entrar en inestabilidad. El ruido y las vibraciones JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

Figura N° 6-13.- Daños por cavitación en alabe de una bomba centrífuga. Fuente: Cavitation Is Increasing Your Utility Cost by Richard Martinez

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Las consecuencias de la cavitación son múltiples y afectan al sistema de bombeo en su totalidad, los principales efectos incluyen: 

Erosión de las superficies metálicas dando la apariencia de estar roídas, manifestándose principalmente en la zona de no activa (zona que no transmite energía) del alabe del lado de succión.



Ruidos con la apariencia de piedras molidas se escuchan en el interior de la bomba generando vibración.



El rendimiento de la bomba se deteriora por debajo de los niveles aceptables, dependiendo de la intensidad de la cavitación.

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7.- OPERACION CON LIQUIDOS VISCOSOS Una de las principales limitaciones de las bombas centrífugas es su dificultad para manejar eficientemente altas viscosidades. Las bombas centrífugas trabajan con una Eficiencia razonable hasta viscosidades de 660 centistokes (3.000 SSU), a partir de aquí se hacen cada vez más ineficientes, requiriendo corrección en su curva de rendimiento para reflejar el deterioro causado por las pérdidas debido a la alta viscosidad. Esta viscosidad de 660 centistokes (3.000 SSU) es solo referencial, ya que algunos diseños de bombas tienen buena Eficiencia con viscosidades mayores. Otros factores que influyen en el comportamiento de la bomba con viscosidades altas son el tamaño de la bomba y su velocidad. Si la bomba es pequeña las dimensiones internas de los canales hidráulicos favorecen el incremento de las perdidas, en el caso de la velocidad la dinámica del fluido aumenta las perdidas por roce limitando la capacidad de la bomba para manejar líquidos viscosos. La figura N° 7-1 muestra la correlación entre las dimensiones de las boquillas de descarga de las bombas centrífugas y la máxima viscosidad que puede manejar una bomba, con Eficiencia razonable, que posea una brida de esas dimensiones.

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son excesivas denominada incremento de pérdidas. La figura se usa de la siguiente forma, con el diámetro de la brida de descarga se entra en el eje horizontal del diagrama, por ejemplo con una brida de 10 pulgadas y se sube verticalmente hasta corta la horizontal de la viscosidad del líquido que está siendo bombeado por el equipo. Si la viscosidad es de 2.000 SSU el rendimiento de la bomba es aceptable las rectas se cortan en el área de operación recomendada. Ahora si la viscosidad es 4.000 SSU las rectas se cortan en el área de incremento de pérdidas. En la Industria Petrolera la viscosidad es un elemento importante por las características propias de los fluidos manejados en los diferentes procesos, este punto en particular debe ser tomado en cuenta y tratado con mucho cuidado, cuando se debe seleccionar una bomba centrífuga. En la Industria Petrolera se usa para sistemas simples el nomograma de correcciones para las curvas de rendimiento de las bombas debido a la viscosidad publicada por el Instituto de Hidráulica de los Estados Unidos (AHI), En la actualidad comercialmente y disponible por sin cargos por internet existen hojas de cálculos que permiten evaluar los efectos de la viscosidad en el rendimiento de las bombas centrífugas. También se está usando para las correcciones por viscosidad la norma ISO/TR 17766 “Centrifugal pumps handling viscous liquids - Performance corrections”, que es un Reporte Técnico (Technical Report) que establece como deben ser hechas las correcciones en rendimiento de las bombas que están bombeando líquidos viscosos. Las ecuaciones presentadas en este reporte técnico aplican para bombas horizontales y verticales de diseño convencional cuando bombean líquidos con viscosidades mayores a la del agua, equipadas con impulsores cerrados o abiertos, de succión simple o doble, bombeando líquidos Newtonianos en el rango de operación normal. La principal limitación que pudiese tener la aplicación del reporte técnico es que las ecuaciones no están basadas en ensayos de laboratorio.

Figura N° 7-1.- Diagrama de diámetro de boquilla de descarga vs. viscosidad máxima del líquido bombeado. Fuente: Centrifugal Pumps Design & Application – Lobanoff and Ross

En la figura N° 7-1 se pueden diferenciar dos áreas claramente separadas una donde es viable la operación de la bomba indicada como operación recomendada y otra más clara donde las pérdidas

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El nomograma del (AHI) es presentada en la figura N° 7-2. Las regulaciones para el uso de este nomograma indican que se puede usar confiablemente en el rango siguiente: 

Se puede usar confiablemente solo en bombas de diseño hidráulico convencional.



No incluyen bombas de flujo axial o mixto.

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

Es aplicable solo para el rango de operación normal de la bomba.



El NPSHA tiene que ser suficiente para evitar cavitación.



Los líquidos a bombear tienen que ser Newtonianos.

53

La manera de usar el nomograma de la figura 7-2 se describe a continuación. 

Para la utilización del nomograma se requiere el caudal y el Cabezal en el Punto de Mejor Eficiencia (BEP) si es una bomba de una sola etapa, para bombas multietapas se toma el Cabezal desarrollado por la primera etapa.



Es recomendable preparar una tabla con los valores de caudal y Cabezal para el BEP, 60%, 80% y 120% del BEP, debido a que en el nomograma se medirán los valores de unos factores de corrección que serán utilizados para corregir los valores del cabezal, el caudal y la Eficiencia desarrolladas por la bomba cuando maneja agua



Se entra al nomograma con el valor del caudal en el Punto de Mejor Eficiencia (BEP) y se corta en línea recta el Cabezal desarrollado por la bomba, en el Punto de Mejor Eficiencia.



Desde este punto de corte se desplaza horizontalmente hasta cortar la línea correspondiente a la viscosidad del fluido. De este punto se traza una perpendicular recta hasta cortar los coeficientes de corrección de Eficiencia CE, caudal CQ y Cabezal CH, el último coeficiente tiene cuatro correcciones para el caudal en el Punto de Mejor Eficiencia (BEP), 60%, 80% y 120% de este flujo.



Multiplicando los valores registrados en la tabla, preparada con anterioridad con los diferentes caudales y Cabezales de la curva de rendimiento original, por los coeficientes de corrección tomados de la gráfica se realiza la corrección en los puntos de operación antes mencionados (BEP, 60%, 80% y 20%), para la nueva viscosidad del fluido con el que operará la bomba centrífuga.

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Figura N° 7-2.- Diagrama para la corrección de la curva de rendimiento de una bomba centrífuga por los efectos de viscosidad. Fuente: American Hydraulic Institute

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

8.- FLUJO MINIMO Como se dijo en las secciones anteriores, las bombas centrífugas son optimizadas para un caudal y presión determinados denominado Punto de Mejor Eficiencia o en inglés “Best Efficinecy Point”, “BEP”. La mejor Eficiencia de la bomba se logra cuando el equipo opera a la presión y caudal de diseño. Sí la bomba opera fuera de este punto se inicia la recirculación interna de parte del fluido manejado por el equipo y una serie de fenómenos en la bomba que favorecen el deterioro del rendimiento.

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Se producen en el interior de la bomba ruidos dando la apariencia de estar moliendo piedras, acompañado de vibración e inestabilidad, causado por la variación del empuje axial, recirculación y fluctuación de las cargas.

La figura N° 8-1 muestra cómo afecta a los accesorios de las bombas centrífugas el trabajar a bajo flujo, es decir a la derecha del Punto de Mejor Eficiencia. Desplazarse a la derecha del (BEP) produce los fenómenos descritos anteriormente.

Los principales efectos desfavorables se generan cuando se opera una bomba centrífuga fuera del Punto de Mejor Eficiencia, específicamente a flujo reducido son: 

Aumenta la temperatura en el líquido bombeado, debido a la reducción del caudal que entrega la bomba y a la reducción de la Eficiencia, transformando en calor parte de la energía que aporta el elemento motriz.



Se produce recirculación en la succión y en la descarga de la bomba, debido a la baja velocidad de transporte, que propicia la formación de remolinos y de turbulencia.



Se reduce la vida de los sellos mecánicos y de los cojinetes debido al incremento de las fuerzas axiales y radiales, lo cual origina deflexión en el eje y altas cargas sobre los cojinetes.



Se erosionan las superficies metálicas dando la apariencia de estar roído, debido a la recirculación y a los remolinos locales lo cual incrementa la tasa de erosión.



Se pueden producir sobrecargas en los motores de las bombas de alta Velocidad Específica (NS), debido a las características de sus curvas de potencia que consumen mayor energía a bajo flujo. Las bombas de baja y media Velocidad Específica (NS), tienen curvas de consumo de potencia que decrecen con la reducción del flujo por tanto al reducirse el flujo también se reduce el consumo de potencia y por lo que ellas no se sobrecargan a bajos flujos.

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Figura N° 8-1.- Diagrama de cómo afectan a las bombas centrífugas el operar a flujos reducidos. Fuente: www.pumpfundamental.com

En la figura se observa que el primer fenómeno que se presenta es la recirculación a la descarga de la bomba (indicado con el N° 6), si el flujo se continua reduciendo se inicia la recirculación a la succión (indicado con el N° 5 en la figura), si el flujo se continua desplazando a la izquierda se reduce la vida del impulsor (indicado con el N° 4, en la figura), a muy bajos flujos se reduce la vida de los sellos y cojinetes (indicado con el N° 3)y finalmente se incrementa la temperatura del fluido (indicado con el N° 1), hasta causar la evaporación del fluido bombeado de acuerdo con la magnitud de la reducción del flujo y de la energía del equipo. La figura N° 8-2 muestra el diagrama de dos impulsores en corte donde se representa, por medio de líneas de flujo, la recirculación tanto a la succión como a la descarga debido a la operación de la bomba a flujos parciales, es decir a caudales menores al caudal en el Punto de Mejor Eficiencia.

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impulsor y de los niveles de energía que tenga la bomba. Cuando se habla de Flujo Mínimo en una bomba centrífuga se debe hacer una clara separación entre el flujo mínimo térmico y el flujo mínimo continuo estable de una bomba.

8.1.- FLUJO MÍNIMO TÉRMICO

Figura N° 8-2.- En la figura se observan dos impulsores afectados por recirculación a la succión y a la descarga. Fuente: Pump Hand Book-Igor J. Karassik, Joseph P. Messina, Paul Cooper, Charles C. Heald-McGraw Hill-Third Edition-2001.

La recirculación a la succión es más frecuente que la recirculación a la descarga, el resultado de esta recirculación es el incremento de las pulsaciones de presión en la bomba. La circulación tanto a la succión como a la descarga puede producir daños que por lo general son confundidos con los daños causados por la cavitación. La figura N° 8-3 muestra un impulsor con los alabes erosionados en el área de descarga debido a recirculación.

El Flujo Mínimo Térmico es una función del aumento de temperatura del fluido bombeado en su recorrido a través del cuerpo de la bomba. Cuando se trabaja a flujos reducidos se incrementa la temperatura del fluido con mayor rapidez que cuando se opera próximo al BEP como resultado de la ineficiencia de la bomba. Esto es debido a que la energía que aporta el motor que no se aprovecha toda para mover el líquido y parte de ella se disipa como calor. Cuando se trabaja en régimen de flujo reducido, pero existe entrega de fluido al sistema, el incremento de temperatura del fluido se puede calcular usando la ecuación N° 8-1.

T

H * (1  E ) (778 * E * Cp )

[8-1]

Dónde: T : Incremento de temperatura, en grados F. H : Cabezal Diferencial, en pies. E : Eficiencia, como fracción. o

CP : Calor Específico en Btu/lbm F. El Calor Específico para el agua es 1,0; para el petróleo es 0,49 y para el aire 0,240 a 100 °F.

Figura N° 8-3.- Impulsor erosionado en el área de descarga por recirculación. Fuente:http://www.pumpfundamentals.com/pump_glossary.htm

Los remolinos locales causados por la recirculación causan erosión y desgaste en las superficies del alabe que transmiten la energía y la severidad de los daños dependerá de las características del material de fabricación del

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El máximo incremento de temperatura que puede ser tolerado en la bomba es aquel que lleve el líquido a la temperatura de saturación en cualquier área crítica de la bomba, causando evaporación. Se entiende por áreas críticas aquellas donde el espacio disponible para la circulación del fluido es reducido, estas son pistones de balance, anillos de desgaste, bujes centrales, etc. Una regla general es establecer el flujo mínimo térmico entre el 10% y el 15% del Punto de Mejor Eficiencia (BEP) o limitarlo al flujo en el cual el incremento de temperatura en el fluido es de 15 grados F.

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El diagrama de la figura Nº 8-4 presenta un nomograma que permite determinar el incremento de la temperatura en el fluido en función del % de Eficiencia de la bomba y del Cabezal de Descarga (H) que ella desarrolla.

57

posterior atascamiento del equipo debido a la deformación de los componentes causado por la alta temperatura elevada. Es importante destacar que el comportamiento de las bombas que trabajan a válvula cerrada no solo depende de los niveles de energía del equipo, sino también de las características del fluido y del volumen de líquido contenido en el interior de la bomba. La ecuación N° 8-2 presenta el incremento de temperatura cuando se cierra completamente la válvula de descarga de la bomba.

T 42,4*BHP  min (WL*Cp)

[8-2]

Dónde: T/min: Incremento de temperatura, °F por minuto. BHP: Potencia en el punto de cierre, en HP

Figura N° 8-4.- Nomograma del incremento de temperatura en función de la Eficiencia y del Cabezal de Descarga (H). Fuente:http://www.pumped101.com/karassik1.pdf

Por ejemplo, usando la figura N° 8-4 si tenemos un cabezal de 1000 pies y la Eficiencia de la bomba es del 15% el incremento de temperatura del fluido que pasa por la bomba es de aproximadamente 7 grados F, que de acuerdo a los límites establecidos en la figura de 15 grados F, es aceptable. En bombas de alta energía, cuando se trabaja a válvula cerrada o “Shutoff”, es decir que la bomba no entrega liquido al sistema por que la válvula de descarga está completamente cerrada o cuando la presión del sistema es muy superior a la presión que puede desarrollar la bomba, los aumentos de temperatura son violentos debido a que la gran parte de la energía que proporciona el equipo impulsor se convierte en calor favoreciendo la evaporación de los líquidos contenidos en ellas, produciendo un recalentamiento general de la bomba y el

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WL :

Peso neto del líquido en el interior de la bomba, en libras.

CP:

Calor Específico, en Btu/lbm F. El Calor Específico para el agua es 1,0; para el petróleo es 0,49 y para el aire 0,240 a 100 °F.

o

8.2.- FLUJO MÍNIMO CONTINUO El Flujo Mínimo Continuo de una bomba centrífuga para garantizar el funcionamiento libre de ruido, vibraciones, y para lograr una larga vida del impulsor, es una función de la Velocidad Específica (NS), Velocidad Específica de Succión (NSS), el nivel de energía manejado por la bomba, el margen entre el NPSHR y el NPSHA, y de las características particulares del fluido bombeado, como pueden ser la viscosidad, temperatura de bombeo, Gravedad Específica, etc. En bombas de alto NSS entre 10.000 y 12.000 el rango de funcionamiento continuo se ubica entre 70 y 120% el Punto de Mejor Eficiencia o BEP. En bombas con NSS inferiores a 10.000 el límite inferior de funcionamiento en porcentaje puede ubicarse hasta en 25% del Punto de Mejor Eficiencia. Es decir para lograr un funcionamiento estable en bombas de alto N SS es necesario trabajar lo más próximo posible al Punto de Mejor Eficiencia.

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De hecho la norma ASME B73.1. en la tabla N° 5 “Minimum Continuos Flow” indica cuales deben ser los porcentajes respecto al BEP de los flujos mínimos continuos para cada tamaño de bomba o designación dimensional. Por ejemplo hasta el tamaño A70 que tiene dimensiones de 3x4x8 el mínimo flujo continuo está entre 10 y 20% del BEP. Para bombas de mayor tamaño por ejemplo por arriba de la A105 de 6x4x15 el mínimo flujo debe estar por el orden del 50% del BEP. En las figuras N° 8-5 y 8-6 se muestran las correlaciones que existen entre la Velocidad Específica de Succión (NSS) y la recirculación a la succión como un porcentaje del caudal en el Punto de Mejor Eficiencia. .

Figura N° 8-6.- Gráfica para determinación del Flujo Mínimo en bombas centrífugas con Velocidad Específica NS entre 2.500 y 10.000. Fuente:www.lightmypump.com/pumpworld/flow%20recirculation.pdf

El uso de las gráficas es muy sencillo ya que con los valores de NS y NSS calculados usando las ecuaciones [4-1] y [4-2] de los capítulos 4.2.1.- y 4.2.2.-, con estos valores se entra a la curva de acuerdo con el diseño del impulsor y se determina cual es el Flujo Mínimo Continuo en la bomba para evitar alta recirculación así como daños por erosión y vibración.

Figura N° 8-5.- Gráfica para la determinación del Flujo Mínimo en bombas centrifugas con NS entre 500 y 2.500. Fuente:www.lightmypump.com/pumpworld/flow%20recirculation.pdf

Las gráficas de estas figuras están hechas para tres diseños diferentes de bombas centrífugas (multietapas, doble succión y de succión simple) y se agrupan en dos gráficas una para bombas con Velocidad Específica entre 500 y 2.500 (en unidades inglesas) la figura 8-5 y la otra para Velocidades Específicas entre 2.500 y 10.000, la figura 8-6. Estas gráficas fueron desarrolladas por Warren Fraser un investigador de la compañía Worthington, y para lo cual se basó en pruebas de laboratorio.

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El valor de flujo obtenido de las curvas de las figuras N° 8-5 y 8-6 en esta evaluación a su vez debe ser corregido si la bomba es de baja energía, debido a que el resultado es conservador para los niveles de energía de una bomba pequeña. Warren Fraser establece el límite para bombas de baja energía en un caudal de 2.500 gpm y un Cabezal de 150 pies. Si la condición de baja energía se presenta cuando el fluido bombeado es agua, el flujo mínimo continuo es el 50% del valor obtenido con las curvas de las figuras N° 8-5 y 8-6 y el flujo mínimo intermitente se fija en el 25% del caudal calculado. Si la bomba de baja energía maneja hidrocarburos (para todos los diseños) el flujo mínimo continuo se calcula tomando el 60% del valor resultante de la tablas de las figuras preparadas por Fraser; el flujo mínimo intermitente al igual que para el agua se puede dejar en 25% del flujo estimado en las tablas.

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En la práctica no es solamente útil conocer cuál es el flujo mínimo de una bomba centrifugas o de un conjunto de bombas centrífugas instalada en e un sistema de bombeo, es necesario definir algunas acciones que garanticen que la bomba siempre pueda trabajar al menos con ese flujo mínimo para evitar fallas prematuras en componentes como sellos mecánicos, cojinetes e impulsores o evitar una falla catastrófica al alcázar el flujo mínimo térmico.

8.2.1.- SISTEMAS DE RECIRCULACION En casos donde se necesita garantizar el flujo mínimo de del sistema de bombeo la acción más común es proveer para las bombas un sistema de recirculación. Estos sistemas proveen el mínimo flujo continuo necesario para la operación estable de la bomba. El volumen de fluido a ser recirculado debe evaluarse cuidadosamente y debe estar de acuerdo con el diseño constructivo de las bombas y las características del sistema donde actúa, sin embargo este flujo debe ser mayor al 15% del flujo total manejado por la bomba en el Punto de Mejor Eficiencia, garantizando de esta forma que se trabajará a caudales por arriba del flujo mínimo térmico. Los sistemas de recirculación son comunes y prácticamente obligatorios en sistemas con bombas alta energía, sistemas con equipos con potencia por arriba de 500 KW (670 HP), o en sistemas que trabajan con líquidos a temperaturas superiores a la temperatura ambiente como es el caso de las bombas de alimentación de calderas, bombas de carga de crudo, a hornos, columnas de destilación, etc., bombas para corte de coque, bomba de circulación de sistemas de deshidratación, etc. Como una recomendación general es conveniente en los sistemas de recirculación que la conexión de la línea de succión sea instalada a por lo menos 10 diámetros agua debajo de la brida de succión de la bomba para evitar turbulencia en el área de succión evitando de esta forma afectar el sistema de succión. En bombas centrífugas de alta Velocidad Especifica Ns (como es el caso de las bombas de flujo axial) se acostumbra a usar líneas de recirculación con la finalidad de aumentar el flujo manejado por la bomba y de esta forma

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reducir el consumo de energía de la bomba. Como es conocido este tipo de bomba consumen mayor potencia a bajos flujos. En el diseño de los sistemas de recirculación se deben hacer consideraciones para evitar que el fluido que se está recirculando se sobrecaliente. En general una de las soluciones más difundidas entre los diseñadores de sistemas de bombeo es colocar una línea de recirculación de la descarga de la bomba a la succión (sobre todo en sistemas de bombeo de baja energía). En algunas situaciones como es el caso de los procesos de “commissioning”, durante fases de ajuste de procesos, en parada parcial del proceso debido a salida de la línea de un equipo se realiza recirculación durante periodos relativamente prolongados, ocasionando incremento de temperatura en el fluido por la recirculación entre la descarga y la succión. Si la recirculación es intermitente no es necesario hacer arreglos para evitar calentamiento del fluido, ahora si la bomba debe trabajar de forma continua o por varios meses con la recirculación activada y a mínimo flujo es necesario hacer previsiones para evitar el recalentamiento del flujo, así como calcular cuidadosamente el flujo de recirculación para evitar efectos en los sellos mecánicos y rodamientos. Muchos usuarios recirculan al tanque o recipiente de succión con la finalidad de utilizar la masa de fluido almacenada para controlar el incremento e temperatura del fluido recirculado. En la industria se utilizan tres tipos básicos de arreglos para realizar la recirculación de las bombas centrífugas, estos son las siguientes:

a.

Instalar una tubería de recirculación, “Bypass”, con elemento de regulación de flujo.

Esta solución utiliza una tubería de recirculación o “Bypass”, sumada a un elemento de regulación de flujo que es una placa orificio, la cual es calculada para suministrar el flujo mínimo seleccionado. La solución de la línea de recirculación es económica, por lo que es ampliamente utilizada en bombas de baja energía de con potencias hasta 56 KW (75 HP), fundamentalmente por ser una propuesta de gran simplicidad. Donde en la mayoría de los casos la válvula de control es manual, la cual es activada por el operador, cuando es necesario recircular. La figura 8-7 muestra el diagrama de un arreglo

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de recirculación con “Bypass” y regulación de flujo.

Figura N° 8-7.- Esquema de un Sistema de recirculación con “Bypass”. Fuente: Centrifugal Pump Handbook, Third edition, Sulzer Pumps Ltd Winterthur, Switzerland, Copyright 2010 Elsevier Ltd. All rights reserved.

b.

Tubería de recirculación, “bypass”, con válvula de recirculación automática.

En este sistema de recirculación se utiliza una para garantizar el flujo mínimo del sistema de bombeo, se aplica fundamentalmente para equipos con potencias media y en bombas centrífugas para procesos donde es necesario interactuar con el sistema. En esta solución un equipo muy utilizado son las válvulas del tipo “Yarway”. La figura 8-8 muestra el diagrama de un arreglo de recirculación que utiliza una válvula “Yarway”.

60

La válvula “Yarway” es una válvula multifunción ya que ella hace la función de una válvula de retención (Check), censor de flujo y de válvula de control. Las válvulas tipo “Yarway” operan ajustadas a la presión que corresponde al caudal que se quiere recircular, actúa por efecto de la presión sobre el resorte que la activa, sin necesidad de una fuente de energía externa. Se puede ajustar en el campo en el rango de presiones para el cual esta especificada. El ajuste de las presiones permite que la bomba trabaje en una banda de presiones alrededor del flujo mínimo para evitar la apertura y cierre continuo de la válvula. La falla de este tipo de válvula es segura. Como puede observarse el sistema es simple y práctico. Esta válvula simplifica los arreglos de los sistemas de recirculación debido a que ya no son necesarias válvulas de control, cableado, censores y trasmisores para garantizar la recirculación, así como se observa un ahorro significativo en el consumo de energía y en los equipos necesarios para garantizar la operatividad del sistema.

c.- Línea de recirculación, “bypass”, con válvula de recirculación automática y sistema de regulación de presión y flujo. Esta solución se aplica en sistemas de alta energía, donde la válvula de control puede ser del tipo “Yarway” o una válvula de control propiamente dicha activada y ajustada de acuerdo a las necesidades del proceso. También es instalado un sistema de regulación de presión y flujo, que puede ser una placa orificio o un sistema de placas orificio en cascada para reducir la presión del fluido de forma progresiva en bombas de alto Cabezal. En sistemas de bombeo multi-bomba (por ejemplo, en aplicaciones de bomba en paralelo) es conveniente la utilización de sistemas de circulación independiente para cada bomba. Esta solución da mayor flexibilidad operacional y evita el sobre-dimensionamiento de una sola válvula de control de flujo, que pudiese causar problemas para trabajar adecuadamente con una sola bomba o permitir la operación de puesta en marcha del sistema.

Figura N° 8-8.- Esquema de un Sistema de recirculación con válvula “Yarway”. Fuente: www.tycoflowcontrol-na.com/ld/YAWMC-0489-US.pdf

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9.- LEYES DE AFINIDAD En muchas aplicaciones, por necesidades operacionales o en reaplicaciones donde es necesario operar a condiciones diferentes a las condiciones originales de diseño, es necesario variar el caudal o el Cabezal de descarga de las bombas centrífugas. Estas modificaciones son posibles mediante la variación de las velocidades de operación o mediante la modificación de los diámetros de impulsor a dimensiones diferentes a los inicialmente fijados para la bomba. Estos conceptos no pueden aplicarse de forma arbitraria esta operación tienes límites tanto para el incremento como para la reducción de estos dos parámetros. Las nuevas curvas de comportamiento generadas por estos cambios, pueden ser desarrolladas usando las Leyes de Afinidad. Las Leyes de Afinidad están basadas en los principios de las Leyes de Similitud o Similaridad. La principal diferencia es que las Leyes de Afinidad son usadas para predecir el cambio en el rendimiento interno de una bomba centrífuga y las e las Leyes de Similitud o Similaridad son usadas para predecir el rendimiento de una determinada bomba partiendo de otra bomba la cual tiene una similaridad geométrica y cinemática con la bomba que se quiere modelar. Las Leyes de Afinidad tienen las siguientes ecuaciones:

a.- Para distintas velocidades:

[9-1]

[9-2]

Potencias con distintas velocidades;

BHP2 / BHP1  ( N 2 / N1 ) 3 b.- Para distintos diámetros:

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Q2 / Q1  D2 / D1

[9-4]

Cabezales con distintos diámetros:

H 2 / H1  ( D2 / D1 ) 2

[9-5]

Potencias con distintos diámetros:

BHP2 / BHP1  (D2 / D1 ) 3

[9-6]

El subíndice uno (1) indica los parámetros iniciales o actuales de la bomba y el subíndice dos (2) indica las nuevas características de la bomba de acuerdo con la modificación del diámetro del impulsor o de la velocidad de la bomba. Usando estas relaciones cualquier curva de rendimiento (Cabezal - caudal) puede ser ajustada a una nueva velocidad o a un nuevo diámetro del impulsor, siempre y cuando se tengan en cuenta las limitaciones básicas del diseño. Estas leyes establecen que el caudal varía directamente con la relación de velocidades o diámetros de los impulsores, el Cabezal varía en una relación cuadrática de las velocidades o diámetros de los impulsores y la potencia al eje varía con la relación cúbica de la velocidad o diámetros de los impulsores. Este aspecto es importante y se debe ser cuidadoso cuando se desea hacer incrementos tanto en la velocidad del equipo como en el diámetro del impulsor.

Resulta en un incremento del caudal (Q) en un 30% (aumento lineal), el Cabezal de Descarga (H) aumenta en un 69% (aumento cuadrático) y la potencia requerida (BHP) en el nuevo servicio se incrementa en un 119% (aumento cúbico), esto último quiere decir que se debe de disponer de un motor de más de dos veces la capacidad del instalado originalmente.

Cabezales con distintas velocidades:

H2 / H1  (N2 / N1)2

Caudales con distintos diámetros:

Por ejemplo, que ocurre en un sistema, compuesto por una bomba centrífuga accionada por un motor eléctrico, si aumentamos la velocidad del motor en un 30%.

Caudales con distintas velocidades:

Q2 / Q1  N 2 / N1

61

[9-3]

En números redondos si la bomba posee en un punto de operación determinado estos parámetros: caudal Q1=1.000 gpm, pasa a bombear un caudal Q2=1.300 gpm, si el Cabezal de Descarga es

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H1=1.000 pies, el nuevo Cabezal de Descarga será H2=1.690 pies y si la potencia requerida es BHP1=340 HP pasa a necesitar una potencia BHP2=747 HP. El mensaje se resume a verificar si el sistema de tuberías, válvulas y accesorios están diseñadas para trabajar con la nueva presión y el nuevo caudal que desarrollara la bomba, si el sistema eléctrico, los periféricos eléctricos, la instrumentación y el "skid" de soporte del conjunto de la bomba tienen espacio y capacidad para recibir al nuevo motor requerido para el servicio. Las limitaciones en el diseño que pudiesen afectar la aplicación de las Leyes de Afinidad son la máxima velocidad a la que puede trabajar la bomba y el mínimo diámetro en el cual se puede dejar el impulsor. En lo referente a la velocidad, la velocidad máxima y mínima que puede manejar la bomba depende del diseño específico de la bomba. La velocidad máxima puede afectar las características rotodinámicas del rotor, tal como se dijo en el capítulo 2.2.2, de este libro, “DINÁMICA DE ROTORES”. La mayor parte de las bombas de procesos del tipo OH1 y OH2 trabajan por debajo de la primera Velocidad Crítica, ahora aumentar la velocidades por arriba de la máxima común de 3.600 RPM puede aproximar la velocidad a la Velocidad Crítica por arriba de los límites aceptables, además se debe tener cuidado con la estabilidad del rotor, siendo más sensibles a estos cambios las bombas de ejes de diámetro relativamente pequeño y largos como el caso de las bombas verticales y las bombas entre cojinetes como es el caso de la BB1, BB2, BB3, BB4 y BB5.

62



Hierro fundido, velocidad máxima, 61 m/s (205 pies/seg), a temperaturas < 232 °C(450 °F).



Acero 11-13% Cr, velocidad máxima, 108 m/s (360 pies/seg), a temperaturas < 260 °C( 500 °F).



Acero 11-13% Cr, velocidad máxima 90 m/s (300 pies/seg), a temperaturas < 426 °C( 800 °F).



Acero Inox. 316, velocidad máxima, 87 m/s (290 pies/seg) a temperaturas< 93 °C( 200 °F).

Tanto como el aumento de la velocidad puede ser perjudicial, reducir la velocidad también exige precauciones, reducir mucho la velocidad puede ser perjudicial para el sistema de lubricación limitando el flujo de aceite a los cojinetes, si la lubricación depende de la velocidad de la bomba, caso de anillos de lubricación, bomba de lubricación accionada por la bomba principal, esta baja de lubricación puede afectar la estabilidad del rotor en bombas dotadas con cojinetes planos debido a deficiencias en la formación de la cuña de lubricación originando fenómenos como puede ser el de Latigazo de Aceite. Las recomendaciones aplican también para el motor eléctrico en cuanto a la lubricación y a la ventilación del motor que depende también de la velocidad de la máquina. Como fue referido en la sección 4.1.1.“Información Contenida en las curvas de rendimiento” de este libro, los fabricantes de bomba no producen un impulsor para cada diámetro indicado en la curva de rendimiento, ellos fabrican el impulsor con el diámetro máximo y luego lo maquinan para ajustarlo al diámetro requerido por el servicio.

Otro factor a verificar cuando se incrementa la velocidad es la velocidad tangencial o Velocidad Periférica en el tope del impulsor o “Tip Speed” en Ingles, para evitar agrietamiento y daños en el impulsor. Esta verificación se realiza sobre todo cuando la bomba es de media y alta energía o desarrolla alta presión o los materiales de fabricación no son de alta resistencia.

El mínimo diámetro que se podría dejar en el impulsor sin afectar la geometría de los alabes está entre el 15 y 20% del mayor diámetro disponible. El porcentaje va a depender del diseño del impulsor, teniendo una gran influencia la Velocidad Específica de la bomba.

La máxima velocidad tangencial en el extremo superior del impulsor o Velocidad Periférica o “Tip Speed” depende fundamentalmente del material de fabricación y de la temperatura de operación de la bomba. A continuación se enumeran las velocidades periféricas máximas para impulsores fabricados con los siguientes materiales, para diferentes temperaturas.

Algunas prácticas internacionales como la PIP indican que el mínimo diámetro del impulsor debe ser al menos 105% del mínimo diámetro genérico indicado en la curva de rendimiento. Esta indicación se incluye porque si el diámetro efectivo del impulsor se aproxima al menor diámetro nominal del impulsor, se puede incrementar la recirculación a la succión, lo que

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podría resultar en el incremento del NPSHR y en una caída del rendimiento efectivo de la bomba.

La forma de utilizar el gráfico es la siguiente: 

Con las Leyes de Afinidad se determina el nuevo diámetro requerido para la aplicación especificada, partiendo del diámetro de impulsor originalmente instalado en la bomba centrífuga.



Con el nuevo diámetro se determina el % de reducción, dividiendo por el diámetro original.



Usando el porcentaje de reducción obtenido se entra en el eje horizontal (Diámetro Calculado) de la gráfica de la figura N° 9-1 y se desplaza verticalmente hasta cortar la curva de corrección.



Las curvas de corrección son para impulsores Radiales con Velocidades Específicas (NS) entre 500 y 1.000 y una curva para impulsores tipo Francis con NS entre 1.000 y 5.000. Para Velocidades Especificas por arriba de 5.000 no se contemplan correcciones directas, ya que son impulsores de flujo mixto y axial.



Desde la curva de corrección correspondiente al impulsor de la bomba se debe desplazar horizontalmente hasta cortar el eje horizontal (Diámetro Corregido) y se determina el % del diámetro del impulsor requerido.



Este valor es el % del diámetro real al cual se debe cortar el impulsor.

9.1.- APLICACIÓN DE LAS LEYES DE AFINIDAD La aplicación directa de las Leyes de Afinidad representa una aproximación inicial del diámetro requerido en el impulsor en un caso determinado. Los resultados de evaluaciones y de pruebas muestran diferencias entre el diámetro calculado y el rendimiento real logrado luego del corte, la experiencia indica que la diferencia es mayor respecto al valor calculado teóricamente, cuanto mayor es el corte realizado. Esta diferencia puede llegar al 20% de lo calculado, en pocas publicaciones se hace referencia a esta situación llegando muchos usuarios a cometer errores que terminan dañando los equipos y causando perturbaciones en las operaciones. Esto ocurre porque la Eficiencia hidráulica del impulsor se reduce como consecuencia del corte reflejado en una caída de Cabezal influenciado principalmente porque aumenta la inestabilidad del fluido a la salida del impulsor, por la mayor distancia que debe recorrer el fluido hasta la lengüeta de la carcasa, por la relación entre la velocidad del fluido a la succión y la velocidad del fluido a la descarga de la bomba que no es contemplada en las Leyes de Afinidad. En la figura N° 9-1 se muestra las curvas de corrección del diámetro calculado vs. el diámetro real corregido, ambos expresados en %.

Figura N° 9-1.- Gráfica para la corrección de los diámetros a partir de las Leyes de Afinidad. Fuente: STEPANOFF,A. J. Flow Pumps Design and Application, John Wiley & Sons, Inc, 2da edition, 1957.

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Por ejemplo: si el porcentaje calculado de reducción en el diámetro es del 80%, usando la curva de corrección de la figura N° 9-1, para impulsores tipo Francis observamos que realmente la reducción del diámetro se debe dejar al 85%, es decir un 5% por arriba del diámetro calculado para lograr el rendimiento deseado. En números concretos si tenemos un impulsor de 10 pulgadas, y calculamos que la reducción debe ser del 20%, es decir el impulsor quedaría con el 80% del diámetro original tendríamos un nuevo diámetro de 8 pulgadas como diámetro final a maquinar, sin embargo si evaluamos el resultado con la curva presentada en la figura N° 9-1, resulta que el diámetro corregido es de 85%, es decir que él % a maquinar es del 15% de diámetro original, quedando el diámetro final del impulsor en 8,5 pulgadas. Lo que quiere decir que si cortamos el impulsor en base a las Leyes de Afinidad el impulsor tendría un déficit en el Cabezal desarrollado de al menos 5% del valor calculado con las ecuaciones.

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Por esta razón muchos cálculos usando las Leyes de Afinidad resultan errados y llevan a la pérdida total del impulsor debido a que no se puede lograr el rendimiento prometido inicialmente, porque el diámetro del impulsor es cortado excesivamente y luego de cortado es imposible la restitución del diámetro original del componente.

mismo esquema de GAP “A” y “B”, lo que da mayor estabilidad a la curva de rendimiento, reduciendo al mínimo la posibilidad de recirculación a la descarga. Esta acción también demanda la evaluación de la robustez estructural del impulsor, no sea que como consecuencia del corte de los alabes se debilite el conjunto, sobre todo en bombas de alta energía.

9.2.- AJUSTES EN LOS IMPULSORES LUEGO DEL CORTE

Luego del ajuste del diámetro de un impulsor, así se mantengan los valores apropiados de GAP “A” y “B”, es posible que se evidencie el fenómeno de Paso de Alabe o “Vane Pass”, básicamente debido a alguna inestabilidad hidráulica que da origen a choques hidráulicos o “Hydraulic Hammer”, como es referido en inglés.

Los diseños, tipo de construcción, formas y arreglos hidráulicos de las bombas e impulsores hace necesario una evaluación cuidadosa de cómo y de cuáles deben ser las características del corte de un impulsor, ya que esta acción pude afectar negativamente el comportamiento hidráulico de la bomba lo que daría como resultado la disminución de la Eficiencia del equipo, un posible aumento de las vibraciones mecánicas o resultar también en la reducción de la vida operativa de componentes como lo son los sellos mecánicos y los cojinetes. Los cortes realizados al impulsor se pueden hacer retirando completamente tanto los alabes como las tapas o gualderas, sin embargo este procedimiento puede alterar el GAP “A” modificando la distribución del flujo a la salida del impulsor, lo que puede dar origen a vibraciones de alta frecuencia en el sentido axial. Una alternativa es cortar el impulsor de forma oblicua tal como es representado en la figura N° 9-2.

Figura N° 9-2.- Diagrama mostrando el corte oblicuo de un impulsor. Fuente: Centrifugal Pump Handbook-Tips on pumps efficiency By William Nelson.

Otra práctica es cortar solamente los alabes y dejar la gualdera, usada regularmente en bombas tipo difusor. Al dejar las tapas se mantiene el JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

La solución para eliminar este efecto de Paso de Alabe es realizar un afilado de los impulsores, sin embargo esta es una operación bien delicada, para la cual no existe una receta fija y por lo cual muchos usuarios exigen a los fabricantes de bombas que si en algún momento es necesario realizar ajuste de los impulsores por afilado o “shaperning” incluyan en la documentación de la bomba el procedimiento detallado para realizar el afilado de los alabes de los impulsores. El primer método de afilado consiste en remover material de la parte superior del impulsor o “overfiling”, es decir remueve parcialmente la superficie activa del alabe o “leading face”. La principal ventaja de esta técnica es que permite restituir el perfil del ángulo 2, mejorando de alguna forma el rendimiento de los alabes. La figura 9.3 muestra un ejemplo de cuál es la porción removida del impulsor.

Figura N° 9-3.- Diagrama mostrando un ejemplo de “overfilling”. Fuente: Centrifugal Pump Handbook-Tips on pumps efficiency By William Nelson.

El otro método para ajustar la hidráulica del impulsor luego de un corte es remover material de la parte inferior del alabe (lado inactivo) o

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“underfiling”, tal como es mostrado en la figura 9.4.

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La técnica de afilado de los impulsores se utiliza también en el lado de succión con la finalidad de aumentar el área de flujo y de esta forma reducir el NPSHR de la bomba. Luego del proceso de afilado es recomendable el rebalanceo del impulsor para compensar la posible pérdida de material de forma poco uniforme, que caracteriza los trabajos realizados con herramientas manuales.

Figura N° 9-4.- Diagrama mostrando un ejemplo de “underfilling”. Fuente: Centrifugal Pump Handbook-Tips on pumps efficiency By William Nelson.

Este método mejora la Eficiencia general de la bomba y puede incrementar el “cabezal” de descarga en flujos próximos al BEP. La principal previsión que se debe tener es no debilitar los alabes en exceso, el espesor para los alabes mínimo recomendado por algunos autores es de al menos 3 mm (1/8 de pulgada). Se debe ser cuidadoso en este tipo de operación cuando la bomba desarrolla altas presiones por etapa lo que causaría alto demanda en esfuerzo en los alabes. El trabajo de afilado de los alabes sea “overfiling” o “underfiling”, se debe efectuar en todos los alabes del impulsor. Se debe ser cuidadoso y evaluar la validez de la operación antes de iniciar el ajuste de los alabes, debido a que el afilado es un proceso destructivo que consiste en remoción de material y luego de efectuado no puede ser revertido. El proceso de afilado la remoción de material de los alabes se realiza a mano es decir mediante el uso de herramientas manuales, como es el caso de los esmeriles. Se debe ser cuidadoso y verificar si la operación es posible antes de iniciarla. Por ejemplo, el afilado se dificulta en bombas de baja Velocidades Específicas (NS), donde el poco ancho de los canales hidráulicos limita el uso de las herramientas de mano convencionales y en impulsores fabricados con materiales difíciles de trabajar, como es el caso de los aceros inoxidables auténticos, por ejemplo el 316 o el 304.

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10.- OPERACION CON MAS DE UNA BOMBA



Cuando por el volumen de fluido y el diseño de la bomba la demanda de NPSHR es alta para un solo equipo y superior al NPSHA del sistema.

Desde el punto de vista práctico y usando como referencia las experiencias de la Industria Petrolera, siempre lo que conviene es usar una (1) bomba en servicio con el 100% de la capacidad requerida y utilizar otra de la misma capacidad de respaldo, esto facilita el mantenimiento, disminuye la inversión inicial y los costos de instalación.



Cuando para cubrir el requerimiento de caudal el tamaño de la bomba seleccionada demanda la instalación de equipos impulsores que superan la disponibilidad de energía en la instalación, por ejemplo, el voltaje disponible para alimentar los motores eléctricos.

Sin embargo por razones operacionales se acostumbra fraccionar la capacidad pasando de dos bombas de 100%, a tres bombas de 50% o a cinco de 25% de capacidad, donde siempre una de ellas se mantendrá en reserva, en la actualidad la selección del mejor arreglo está soportado con estudios especializados como ejemplo, costos de ciclo de vida (LCC), Análisis RAM, Análisis MCC, etc.



Cuando por necesidades de flexibilidad operacional se debe disponer de diferentes fuentes de energía para accionar las bombas.



Cuando por razones de economía en muchas situaciones el instalar tres bombas de 50% es más económico que instalar dos de 100%.



Para mantener una flexibilidad con la finalidad de cubrir demandas futuras, es decir dejar la facilidad en la instalación para adicionar una bomba para cubrir expansiones futuras del sistema.



Para atender demandas de caudal con amplio rango de variación o estacionales. El caso que mejor representa sistemas con demanda variable son los sistemas de distribución de aguas municipales, donde la demanda se modifica continuamente dependiendo de la época del año y de la hora del día



Por regulaciones de ley o disposiciones gubernamentales.

La necesidad de operar con más de una bomba obliga al desarrollo de sistemas de bombeo con arreglos en serie o arreglos en paralelo, también se puede usar una combinación de estos dos sistemas. La decisión de usar uno u otro sistema va a depender de las demandas operacionales en cada caso, de las características de las curvas de pérdidas del sistema y de las características constructivas de las bombas.

10.1.- BOMBAS OPERANDO EN PARALELO En los sistemas de bombas en paralelo se emplean bombas que succionan de uno o más recipientes unidos mediante un múltiple y descargan a un Cabezal común. Existen muchas razones para operar un sistema con bombas en paralelo entre las principales están: 

Se aplican bombas en paralelo cuando se quiere mantener un alto nivel de disponibilidad en el sistema. Con varias bombas en servicio la salida de una de ellas de servicio, cuando dos o tres continúan operando, no causa la parada total del sistema.



Cuando el sistema es de alta capacidad y una sola bomba no suministra el caudal suficiente para atender las exigencias del sistema.

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por

La figura Nº 10-1 muestra el esquema de un sistema de bombeo, con arreglo en paralelo.

Figura N° 10-1.- Diagrama de un sistema de bombeo operando en paralelo. Fuente: Dibujado por el autor.

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En la figura 10-1 se muestra un sistema de bombeo compuesto por tres bombas, las cuales succionan del tanque N° 1, por intermedio de un múltiple. La descarga en el tanque N° 2, a través de un múltiple común, es decir que los diferentes caudales que llegan al múltiple poseen la misma presión en ese punto. Para alinear bombas en paralelo las bombas pueden ser de diferentes caudales, pero en el punto de entrega la presión de descarga debe ser igual para todas ellas. Cuando las bombas trabajan en paralelo en la curva de rendimiento (Cabezal vs. Caudal) para el mismo Cabezal de Descarga, el caudal que aporta cada una de las bombas se suman para dar el caudal total del sistema. Un ejemplo de la aplicación de las bombas en paralelo son los sistemas de manejo de aguas servidas o de lluvias, los sistemas de inyección de agua para recuperación secundaria, los oleoductos troncales y marginales. La figura 10-2 muestra las curvas de rendimiento vs la curva del sistema de un sistema de bombas en paralelo. Donde se observa la curva de pérdidas del sistema interactuando con una sola bomba y con dos bombas en paralelo.

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operacional son aplicadas en servicios donde trabajan aflujos parciales , la que desarrolle más Cabezal, haría trabajar a la bomba que posee menos Cabezal más a la izquierda de la curva en la zona de flujo mínimo, causando daños o la destrucción de dicha bomba. Esto puede ocurrir cuando se utilizan equipos impulsores con diferentes fuentes de energía, por ejemplo, motores eléctricos con turbinas a vapor o con motores de combustión interna, que las velocidades de los equipos no sean iguales originando diferencias en las curvas de rendimiento. Otra característica deseable para que las bombas operadas en paralelo trabajen adecuadamente es que la curva de rendimiento de la bomba tenga suficiente pendiente, es decir que el cabezal en el punto de cierre o “shutoff” sea al menos 110% del BEP. Además es importante que la curva de rendimiento de la bomba tenga una caída continua para evitar zonas de inestabilidad. La operación de dos bombas similares en paralelo no necesariamente representa el doble del caudal logrado por las bombas individualmente, ya que el desempeño de las bombas dependerá de la curva de pérdidas del sistema. Cuando las curvas del sistema poseen altos niveles de perdidas relativas es posible que una bomba operando sola provea un buen rendimiento en este sistema, pero al aplicar una segunda bomba en paralelo, el rendimiento de ambas bombas se deteriora ya que el flujo total manejado por el sistema se divide entre las dos bombas pidiendo las bombas quedar operando en el área de mínimo flujo.

Figura N° 10-2.- Arreglo en paralelo presentando la curva de pérdidas del sistema. Fuente:

PUMP AND SYSTEM TROUBLESHOOTING HANDBOOK, Pumps in Paralel - For More Pressure by Robert Krebs, Contribuiting Editor

Una condición importante, para la operación en paralelo, es que las dos bombas deben tener curvas de funcionamiento iguales o similares. Cuando las bombas tienen curvas de rendimiento diferentes y por demanda

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La operación en paralelo es útil cuando la curva de la hidráulica del sistema es plana, es decir el caudal predomina sobre la presión, allí se obtiene el mayor provecho posible a la combinación de las bombas, tal como se observa en la Figura N° 10-3. Allí el Sistema A de altas perdidas agrega solamente una porción pequeña de caudal cuando se opera una segunda bomba en paralelo, mostrado por la banda estrecha en verdel claro (entre líneas sólidas). El sistema B de bajas perdidas relativas es más adecuado para la operación en paralelo la segunda bomba que es agregada en el proceso aporta mayor caudal al caudal total entregado por el sistema de

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bombas, mostrado por la banda amarilla (entre líneas segmentadas) en la figura 10-3.

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succión de otras bombas, a las cuales alimentan, y esta a su vez descarga en la succión de otras bombas o descarga directamente a la tubería de salida. La figura 10-4 muestra el diagrama de un sistema de bombas en serie que succiona del tanque N° 1 y descarga en la succión de la segunda bomba, la cual finalmente descarga en el tanque N° 2.

Figura N° 10-3.- Curvas de bombas en paralelo, aplicadas en sistemas con curvas de pérdidas distintas. Fuente: Dibujado por el autor.

Figura N° 10-4.- Diagrama de un sistema de bombeo operando en serie. Fuente: Dibujado por el autor.

Cuando en estos sistemas en paralelo se incorporan cada vez mayor número de bombas al sistema el desempeño de cada bomba disminuye debido a que el aporte individual de caudal de cada una de ellas decrece, ya que el caudal total es dividido entre las bombas en funcionamiento.

Es decir que el caudal que pasa por cada bomba es el mismo, donde la ventaja de operar este tipo de sistema de bombeo está en que cada bomba suma su Cabezal manteniendo el mismo caudal.

El uso de bombas en paralelo favorece las características de succión del sistema (representado por el NPSHA), debido a que el flujo total del sistema se divide entre las bombas que están trabajando en paralelo y al ser el flujo manejado por cada bomba menor, se refleja en un NPSHR menor por cada unidad.

La figura N° 10-5 muestra un diagrama de un sistema de bombeo operado en serie donde se representan las curvas de rendimientos de las bombas, las cuales desarrollan un mismo caudal pero que suman su Cabezal cada una hasta cortar la curva del sistema, es de resaltar que una bomba individual no es capaz por si sola de superar las pérdidas del sistema.

Como regla general siempre es conveniente la instalación un sistema de control de flujo (como por ejemplo una válvula de control) a la descarga del sistema de bombeo con la finalidad de ajustar el punto de operación de las bombas respecto al sistema y de esta forma operar con mayor flexibilidad y Eficiencia.

10.2.- BOMBAS OPERANDO EN SERIE En algunos casos es necesario aplicar el arreglo de bombas en serie para responder a una necesidad operacional. Un sistema de bombeo en serie es el compuesto por bombas que succionan del recipiente de succión y descargan en la

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Figura N° 10-5.- Curvas de un sistema de bombeo operando en serie. Fuente: PUMP AND SYSTEM TROUBLESHOOTING HANDBOOK, Pumps in Series - For More Pressure by Robert Krebs, Contribuiting Editor

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Las bombas que operan en serie no necesariamente deben estar próximas o unidas por tuberías de poca longitud, pueden ser parte de un oleoducto o acueducto de muchos kilómetros de longitud, donde las bombas de la estación principal alimenten a un sistema de bombeo que se encuentra a kilómetros de distancia de la fuente y que actúa como bomba de refuerzo. El arreglo de bombas en serie se usa cuando: 

Se requiere un sistema de bombeo para alimentar o suplir fluido a otra bomba o sistema de bombas de alto NPSHR.



Los sistemas de tuberías tienen altas pérdidas.



Los sistemas de bombeo tienen gran longitud, necesitando de bombas de relevo.



Los sistemas tienen perdidas hidráulicas muy verticales, es decir de alta presión y bajo caudal relativo, donde aplicar una bomba multi-etapas no es factible (por los altos costos del equipo o por los niveles de energía disponible en la instalación).



Se requiere reducir costos de inversión o cuando se está en el límite de los equipos comerciales disponibles, buscando ahorros en las tuberías de descarga, en estaciones de relevo y en los accesorios.



Es necesario aumentar la flexibilidad de un sistema de bombeo, debido a requerimientos puntuales de altas presiones de descarga, que no pueden ser entregados por una sola bomba.



No es posible usar bombas multi-etapas, por ejemplo, en sistemas de manejo de sólidos como son los de lodos, etc., donde los contaminantes pueden producir daños severos y erosión en los canales hidráulicos de las bombas multietapas.

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Por esta razón la máxima presión admisible por la carcasa, los elementos rotativos de la bomba y sus elementos sellantes deben ser evaluados cuidadosamente para verificar que puedan soportar la presión aportada por la bomba de alimentación, y de ser necesario se deben hacer los correctivos que apliquen de acuerdo a la evaluación. Se logran ventajas de la aplicación de arreglos en serie cuando las pérdidas del sistema son altas respecto a los caudales manejados. Una clara desventaja de este arreglo es que la confiabilidad del sistema depende del acoplamiento de las bombas del arreglo, si una de ellas sale fuera de servicio, es probable que las restantes también queden indisponibles para cumplir con aunque sea de forma parcial con la función. Los arreglos de múltiples bombas son los más comunes para el movimiento de fluidos, ya sea acoplados en serie o en paralelo dependiendo de las necesidades del usuario.

Las precauciones de mayor relevancia que se deben tomar en los sistemas de bombas en serie, es el evitar que la bomba alimentada o la que recibe la presión no se sobre presurice, es decir que la presión sobre esta bomba no supere la resistencia de los componentes de la bomba, como, por ejemplo, cojinetes, sellos mecánicos.

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PARTES Y SISTEMAS ACCESORIOS PARA LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS Las partes y sistemas accesorios para las bombas centrífugas, son determinantes en la selección adecuada del equipo requerido. En sistemas complejos de costos medios y altos se deben preparar especificaciones completas donde se comenten los puntos principales de las normas usadas y los detalles del requerimiento.

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centrífugas más utilizadas en la Industria Petrolera, básicamente las que responden a las recomendaciones de las normas API 610/ISO 13709 “Centrifugal Pumps for Petroleum, Petrochemical y ASME B73.1 “Specification for Horizontal End Suction Centrifugal Pumps For Chemical Process”. Estas normas cubren un universo amplio dentro de las bombas centrífugas usadas en los sistemas y procesos de la Industria Petrolera.

El renglón de los sistemas accesorios debe ser descrito cuidadosamente y se le debe dar el tratamiento adecuado, ya que ellos superan en la mayoría de los casos el 60% del costo de la bomba como equipo unitario. Si estos sistemas accesorios no son especificados adecuadamente, los fabricantes como estrategia comercial, para abaratar los costos en sus ofertas, no siempre ofrecen lo de mayor conveniencia en renglones, tales como sistemas de sellado, acoplamientos, las bases de los equipos (skids), los detalles de los materiales de construcción y omiten algunos renglones que no consideran como indispensables, indicándolos como opcionales que luego se negocian al ser otorgada la orden de compra a un precio mayor al que se podría negociar antes del cierre del proceso. La importancia de los sistemas accesorios también es sustentada por las estadísticas de las fallas y problemas operacionales acumulados tanto en las operaciones de producción como en las refinerías. De acuerdo con los datos suministrados por diferentes operadores del 80% de las fallas observadas en los sistemas de bombeo aplicados en la Industria Petrolera son atribuidas a problemas con los equipos accesorios. Destacándose los equipos impulsores, como es el caso de los motores eléctricos, los cojinetes, los sistemas de sellado, los sistemas de lubricación, válvulas y otros accesorios que no forman parte del cuerpo mismo de la bomba. En este libro se tratarán como elementos y sistemas accesorios de las bombas centrífugas los cojinetes, sistemas de lubricación, sistemas de sellados de los ejes, materiales de construcción, sistemas de instrumentación y acoplamientos. El enfoque de esta recopilación está orientado a sensibilizar al lector sobre la importancia de estos equipos accesorios y dar una semblanza de las principales configuraciones usadas en las bombas JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

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Fv = N*dm [11-1]

11.- COJINETES Los cojinetes son los elementos que soportan el rotor de la bomba, lo mantienen en posición absorbiendo las fuerzas radiales y axiales generadas en el impulsor transmitiéndolas a la carcasa, mantiene las tolerancias críticas entre la parte rotativa y la parte estacionaria de las bombas. Los dos tipos de cojinetes usados en las bombas centrífugas son los de elementos rodantes (bolas y rodillos) y los cojinetes hidrodinámicos o planos, ambos tipos pueden ser diseñados para manejar fuerzas radiales o fuerzas axiales. El API 610 11ava edición exige, en el capítulo 6.10 “Bearing and bearing housings” que los cojinetes para las bombas centrífugas, tanto radiales como axiales se seleccionen siguiendo los lineamientos de la tabla 10. “Bearing selection”. El mismo API 610 indica que el eje de la bomba debe estar soportado por dos cojinetes radiales y un cojinete axial de doble acción. Los arreglos aceptados para los cojinetes son: rodamientos tanto radiales como axiales, cojinetes hidrodinámicos radiales y rodamientos axiales, hidrodinámicos radiales y axiales. En esta tabla se establecen tres límites diferentes para seleccionar los cojinetes de las bombas representadas por tres factores. El primero de ellos el Factor de Velocidad, luego un Factor de la Vida del Cojinete y un Factor de la Densidad de Energía. Si los valores calculados por cualquiera de estos métodos están por debajo de los límites establecidos en la tabla es posible utilizar rodamientos, ahora si los valores están por arriba de los límites es obligatorio usar cojinetes planos o hidrodinámicos. La Densidad de Energía es más sencilla de calcular debido a que los valores necesarios para el cálculo son accesibles, ya que forman parte de los datos de placa de la bomba.

a.- Factor de Velocidad: El límite establecido para el Factor de Velocidad Fv es de 500.000 para cojinetes lubricados con aceite y 350.000 para cojinetes lubricados por grasa. Si el resultado del cálculo está por debajo de ese valor es posible utilizar cojinetes de elementos rodantes, si es mayor a este valor se deben usar cojinetes hidrodinámicos tanto para el caso de los cojinetes radiales como el de los cojinetes axiales. Para determinar el Factor de Velocidad la ecuación N° 11-1, es la relación a usar:

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Dónde: N = Velocidad, en rev/min. dm = Diámetro medio del cojinete en mm, (d+D)/2; d es el diámetro interno y D el diámetro externo del cojinete.

b.- Vida del Rodamiento: La vida del rodamiento debe ser calculada según la norma ISO 281 “Rolling bearing – Dynamic load rating and rating life”, para una vida L10 de al menos 25.000 horas en servicio continuo operando a las condiciones de diseño o 16.000 horas operando a máxima carga, tanto para carga radial como para carga axial. Si estos valores no son logrados de acuerdo con las fuerzas generadas en la bomba, se deben utilizar los cojinetes hidrodinámicos

c.- Densidad de Energía Este es el factor más utilizado para los cálculos debido a que los datos necesarios tienen mayor accesibilidad para el usuario final. La Densidad 6 de energía debe ser menor de 4x10 kW/min 6 (5.4x10 hp/min) para el uso de rodamientos, por arriba de este valor se debe pasar a cojinetes hidrodinámicos tanto radiales como axiales. La ecuación N° 11-2 representa la Densidad de la Energía: De = P*V [11-2] Dónde: P = Potencia, en kW(HP) V = Velocidad, en rev/min. En la práctica algunos fabricantes tienden a trabajar muy próximos de los límites establecidos por el API 610, con la finalidad de ofrecer sistemas con mayor atractivo económico al lograr ahorros en los cojinetes y en los sistemas de lubricación. Esto da como resultado cojinetes trabajando en situación marginal arriesgando la integridad del equipo.

11.1.- COJINETES RADIALES Básicamente se usan dos tipos de cojinetes radiales en las bombas centrífugas los cojinetes de elementos rodantes o antifricción y los cojinetes planos o de deslizamiento.

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11.1.1.-

COJINETES RADIALES DE ELEMENTOS RODANTES

Los cojinetes de elementos rodantes son utilizados debido a que garantizan la operación satisfactoria del equipo por largos periodos de tiempo, también mantienen las holguras críticas entre los elementos rotativos y los elementos estacionarios evitan el contacto entre ellas y disminuye la taza de desgaste. Adicionalmente son capaces de transmitir las fuerzas radiales y axiales en cualquier condición de operación del equipo tales como los arranques, las paradas, condición de flujo máximo, de flujo mínimo, en flujos intermitentes y en rotación reversa.

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libertad para desplazarse axialmente, mientras el otro rodamiento debe tener libertad para desplazarse sobre el eje de la bomba. Esto es con la finalidad de compensar la expansión longitudinal del eje, la acción permite al eje expandirse como consecuencia del aumento de temperatura sin sobrecargar los rodamientos con fuerzas axiales. La figura 11-2 muestra el montaje típico de los cojinetes de una bomba centrifuga de succión frontal (tipo OH1 o OH2), donde el cojinete que se fija axialmente está del lado del acoplamiento.

Es importante destacar que como regla general en las bombas de potencias bajas y medias hasta 560 kW (750 HP) los cojinetes radiales son usualmente de elementos rodantes, sin embargo siempre es conveniente utilizar la tabla 10 del capítulo 6 del API 610/ISO 13709 11ava edición. Si aplicamos las ecuaciones y criterios de la tabla 10, a bombas diseñadas con otros estándares como es el caso de las bombas DIN o ANSI observaremos que se cumple esta regla general. La figura N° 11-1 muestra la fotografía de un cojinete radial de bolas. Figura N° 11-2.- Diagrama de arreglo de cojinetes en bomba de succión frontal. Fuente:www.fybroc.com/pdf/1500_brochure.pdf

En las bombas axialmente partidas entre cojinetes (tipo BB1, BB2 y BB3 en la nomenclatura del API 610) generalmente el cojinete que se fija axialmente es el del lado libre. La figura 11-3 muestra un conjunto de cojinetes montados en una bomba axialmente partida entre cojinetes (BB, “between bearing”) donde el cojinete fijo axialmente está del lado libre).

Figura N° 11.1.- Fotografía de un cojinete radial de bolas. Fuente: www.americanberings.org

Los cojinetes de bolas en cuanto a tamaño y clase son normalizados por la “American Bearing Manufacturing Association“ (ABMA) y por la ISO que posee varias normas que establecen los tipos y dimensiones de los rodamientos. Los ejes de las bombas centrífugas están sostenidos por dos grupos de cojinetes en cada extremo. Cuando los cojinetes son del tipo antifricción uno de ellos debe ser fijado axialmente, es decir que el rodamiento no tiene

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Figura N° 11-3.- Arreglo de cojinetes en bomba axialmente partida entre cojinetes. Fuente:www.peerlesspump.com/fire_pumps

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El tipo de cojinetes más usado mundialmente es el tipo “Conrad”, que fue patentado en Inglaterra y Estados Unidos en 1903, por Robert Conrad. El cojinete cuenta con dos pistas (la pista interna que es fijada al eje, por lo que gira unida a Él y la pista externa que es fijada a la carcasa), un conjunto de esferas metálicas y una cajera o jaula para mantener las esferas en posición y la distribución especificada. Entre las principales bondades del diseño del cojinete tipo “Conrad” está la profundidad de las pistas de rodajes (Deep Groove) lo que le permite soportar no solo las cargas radiales, si no, también el 75% de las cargas axiales, en cualquier dirección. Las cajeras o jaulas no tienen como función soportar carga solo mantener las esferas en posición. Las holguras de los cojinetes están reguladas por la norma ISO 5753 “Rolling Bearings Radial Clareance”. Los cojinetes con holgura normal o estándar tienen denominación CN (sin marcas o indicación física en el cojinete). Los cojinetes CN tiene nominalmente la capacidad para aceptar un gradiente de temperatura entre la pista interna y externa de 10° C (50° F). Los cojinetes con mayor holgura interna son los C4, que pueden resistir gradientes de temperatura entre las pistas de 40° C (104° F), todos estos cojinetes tienen la marca correspondiente al grupo en los laterales de las pistas con la excepción del denominado estándar. El API 610/ISO 13709 11ava edición, exige que los cojinetes antifricción de una sola hilera de bolas de pista profunda (tipo “Conrad”), equipados con jaula metálica, con una holgura interna del grupo C3 (Holguras mayores a las normales, de acuerdo con el ISO 5753). Esto le confiere la capacidad para tolerar gradientes de temperatura entre la pista interna y externa de 25° C (77° F). La figura 11-4 muestra el diagrama de un cojinete tipo “Conrad”.

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Como regla general se deben usar cojinetes, denominados como de holguras internas normales cuando la velocidad de operación de la bomba no exceda el 75% de la velocidad máxima recomendada por el fabricante del rodamiento (de acuerdo con el catálogo) o cuando la temperatura de operación no supere 80 °C (176° F). De acuerdo con el API 610/ISO 13709 los cojinetes de bolas deben ser seleccionados para una vida L10 de 25.000 horas de operación continua a las condiciones de diseño del cojinete (la vida L10 es la vida nominal que el 90% de los cojinetes de este tipo en condiciones de operación puede lograr sin fallar) y 16.000 horas para condiciones de máxima carga (axial o radial) cuando los anillos de desgaste tienen holguras del doble de lo especificado para equipos nuevos y en cualquier punto de operación entre el flujo mínimo continuo y entre el punto de garantía o “rated point”, bajo el cual fue comprado la bomba. El ASME B73.1 recomienda que las bombas tengan dos conjuntos de cojinetes para el soporte de las bombas, un primer conjunto exclusivo para soportar fuerzas radiales que no está fijo axialmente y un segundo conjunto que tiene la doble función de soportar las fuerzas axiales y radiales. La vida L10 mínima recomendada es de 17.500 horas, en el rango de trabajo establecido en la norma de entre 110% del BEP y el flujo mínimo. La vida de un rodamiento es definida por el N° de revoluciones (N° de horas de operación a una velocidad constante) indicando la final de esta vida la aparición de la primera indicación de fatiga. Esta es una convención partiendo de datos estadísticos de un grupo de rodamientos idénticos sometidos a la misma condición de operación. La vida L10 significa que una población determinada de cojinetes logra alcanzar el 90% de la vida especificada en horas antes de que se observe el primer signo de fatiga que por lo general está 2 establecido en un desperfecto de 6 mm ( 0,01 2 pulgadas ). Muchos usuarios de bombas centrífugas solicitan en las especificaciones una vida L10 de los cojinetes de 40.000 horas con la finalidad de incrementar el MTBF (Tiempo Medio Entre Fallas).

Figura N° 11-4.- Corte de un cojinete de bolas tipo “Conrad”. Fuente: www.supplierlist.com/photo_images/127699/Deep_Groove_Ball_ Bearing_With_Snap_Ring_Groove_On_Outer_Ring.jpg

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Los cojinetes de bolas o de elementos rodantes bajo ninguna circunstancia (tanto en operación como durante el montaje del cojinete en el eje) deben superar la

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temperatura de 121 °C (250 °F), debido a que a partir de esta temperatura se generan deformaciones dimensionales en el cojinete. Para el montaje los cojinetes son calentados en un horno o mediante inducción a una temperatura que puede ir de los 82 °C (180 °F) a 93°C (200 °F). Para el ajuste del cojinete en el eje luego de salido del horno, el mantenedor tiene 10 segundos aproximadamente, antes de que el cojinete se enfríe lo suficiente, como para atascarse en el eje. Los cojinetes de bolas son elementos de alta precisión sensibles a los excesos causados por los montajes defectuosos, la lubricación inadecuada, la contaminación y la fatiga. Estadísticamente de acuerdo con información disponible en la página Internet del fabricante de rodamientos SKF: 

El 16% de las fallas cojinetes se deben al lo cual causa desajustes, debidos excesiva.



El 36% de las fallas de los cojinetes de elementos rodantes se deben a lubricación deficiente o inadecuada.



El 14% de las fallas se producen por contaminación del lubricante, sobre todo el aceite, ya que menos del 10% de los rodamientos es lubricado con grasa.



observadas en los montaje deficiente, deformaciones o al uso de fuerza

Finalmente el 34% de las fallas observadas en los cojinetes de bolas son causadas por sobrecarga.

El API 610/ISO 13709 establece que los cojinetes pueden ser ubicados y fijados al eje usando collares, resaltes en el eje o cualquier otro elemento de fijación positiva, no autoriza el uso de arandelas de presión o aros de fijación (snap rings). Los cojinetes de elementos rodantes son montados en el eje con una interferencia ligera entre en los ejes de las bombas y la pista interna del cojinete. El apriete debe estar entre 12,5 y 20μm (0,0005 y 0,00075 Pulgadas). El ajuste entre la pista externa del cojinete y la cajera de cojinetes, al contrario de lo observado entre el eje y la pista interna, es por definición un ensamblaje de una soltura ligera. Si esta soltura u holgura es excesiva resultara en incremento de

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las vibraciones mecánicas de la bomba que se manifiestan a la frecuencia de rotación y a múltiplos de esta frecuencia. La holgura recomendada máxima debe estar entre 20 y 38μm como máximo (0,00075 y 0,0015 pulgadas). Es importante verificar que la cajera no se encuentre ovalada, el máximo ovalamiento aceptable esta alrededor de las 25μm (0,001 pulgadas). Esta información con mayor precisión y ajustada de acuerdo a las dimensiones del cojinete está disponible en los manuales de los fabricantes de los rodamientos como es el caso de la SKF y de la NTN.

11.1.2.- COJINETES RADIALES PLANOS Los cojinetes plano o “Jornal bearings” como es el término en ingles son extensamente usados en bombas y equipos de alta energía, donde es necesario desarrollar grandes cargas y velocidades relativamente altas. Adicionalmente por la condición de que las superficies en deslizamiento no entran en contacto, ya que están separadas por una película lubricante. Estos cojinetes son en teoría de vida infinita, debido a que ellos no están condicionados a un número determinado de ciclos u horas de funcionamiento como es el caso de los rodamientos. Como se indicó en el primer párrafo de este capítulo las bombas centrífugas para potencias mayores a 560 kW (750 HP) y velocidades mayores a 3.600 RPM es recomendable usar cojinetes radiales del tipo plano o de deslizamiento. Los cojinetes planos o de deslizamiento usados en las bombas centrífugas pueden ser del tipo hidrostático o del tipo hidrodinámico. En los cojinetes hidrostáticos la película lubricante entre las superficies del cojinete y eje se forma debido al suministro de aceite lubricante a presión desde una fuente externa (Sistema de lubricación, con bombas y sistemas de filtrado). Este sistema es usado para equipos de altas cargas y alta velocidad, donde el aceite lubricante a presión contribuye adicionalmente a la estabilidad dinámica del rotor de la bomba. Los cojinetes hidrodinámicos trabajan mediante la formación de una cuña de lubricante entre la superficie del cojinete y la superficie del eje. La

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figura 11-5 muestra cómo se forma la cuña de lubricación en un cojinete hidrodinámico.

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reemplazables. Además solicitan que se coloquen dispositivos anti-rotación y de ser posible que sean asegurados en dirección axial. El desempeño de los cojinetes planos es afectado por la temperatura de operación en el área de contacto, por el espesor de la película de aceite lubricante, por la pérdida de las propiedades y la calidad del lubricante como por ejemplo pérdida de viscosidad, oxidación, contaminación con agua, perdida de otras propiedades y por la estabilidad de la película de aceite.

Figura N° 11-5.- Diagrama que muestra cómo se forma una cuña de lubricante en un cojinete hidrodinámico. Fuente:Triboloby Handbook, 3ra edition, Mike Neal

Estos cojinetes no reciben la lubricación a presión, el aceite lubricante es suministrado mediante anillos de lubricación que hacer subir el aceite del reservorio y lo entregan al cojinete. La cuña genera la presión necesaria para crear una fuerza capaz de separar ambas superficies. Las características de esta cuña está definida por la viscosidad del lubricante utilizado, por las dimensiones del cojinete, por la holgura, presión de suministro del lubricante, por la excentricidad del eje referente al cojinete, etc. La figura N° 116 muestra el diagrama de un cojinete plano.

En las bombas verticales del tipo turbina por su misma configuración los cojinetes radiales son del tipo plano, lubricados generalmente por el fluido bombeado, cuando este fluido no es abrasivo o poco lubricante. Cuando el fluido manejado por las bombas verticales no es lubricante o posee abrasivos en valores superiores al 1% y cuando la longitud de la bomba lo permite, se utiliza la lubricación por aceite. Otra solución muy utilizada para la lubricación de los cojinetes, que no puedan ser lubricados por el fluido bombeado, es la de inyección de agua fresca o de un producto limpio en los cojinetes, este fluido es por lo general suministrado desde otra fuente y tiene que ser compatible con el fluido bombeado. La selección de los cojinetes planos es de mayor complejidad que la selección de los cojinetes de bolas, debido a la cantidad de variables que controlan el diseño y la selección de este tipo de cojinetes. Los cojinetes planos hidrodinámicos son elementos de ingeniería hechos casi a la medida, los cuales deben ser diseñados y configurados para cada aplicación en particular. Estas recomendaciones son generales, ya que existen otras variables con influencia determinante en la selección de los cojinetes tales como el diámetro del eje, la velocidad del equipo, el tipo de lubricante así como la carga sobre ellos que definen el tipo de cojinete a usar.

11.2.- COJINETES DE EMPUJE Figura N° 11-6.- Cojinete plano. Fuente: http://img.directindustry.com/images_di/photo-g/hydrodynamic-bearing356422.jpg

El API 610/ISO 13709 indica que para facilitar las actividades de mantenimiento los cojinetes planos deben ser axialmente partidos, con la base de acero y las partes que están expuestas al deslizamiento tales como almohadillas, y bocinas deben ser recubiertas con “babbitt” y deben ser JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

Los cojinetes de empuje pueden ser como en el caso de los cojinetes radiales antifricción o rodamientos o del tipo plano o hidrodinámico. La función principal de estos cojinetes es la de soportar las fuerzas en dirección axial al eje generada durante el proceso de bombeo, básicamente por el cambio de dirección del fluido en el impulsor y la carcasa de la bomba

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centrífuga que genera un empuje que tiene que ser compensado de alguna forma.

11.2.1.- COJINETES AXIALES DE ELEMENTOS RODANTES Las bombas centrífugas horizontales de baja y media energía, como las de succión frontal, usarán cojinetes de empuje del tipo antifricción. En las bombas del tipo OH (de succión frontal) el arreglo de cojinetes de empuje se coloca próximo al acoplamiento, cumpliendo la función de cojinete radial y de empuje. En las bombas del tipo BB (entre cojinetes) el cojinete de empuje se coloca del lado no conducido de la bomba. Los cojinetes antifricción para el manejo de las fuerzas axiales más comúnmente usados son los cojinetes de contacto angular, los cuales son capaces de soportar altas fuerzas radiales combinadas con fuerzas de empuje axial entre 150 y 300% de la carga radial reportada. La norma API 610/ISO 13709 es exigente en cuanto al dimensionamiento y selección de los cojinetes de empuje. La norma solicita que los cojinetes de empuje sean dimensionados para soportar toda la fuerza axial transmitida cuando se está bombeando el caudal de diseño, incluyendo la presión diferencial máxima. Además indica que todas las cargas deben ser determinadas holguras de diseño y para las holguras a 2x las holguras de diseño, adicionalmente se debe considerar cualquier reacción producto de la condición de operación extrema. La figura N° 11-7 muestra el corte de un cojinete de bolas de contacto angular diseñado para soportar altas fuerzas axiales.

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Los cojinetes deben tener capacidad para soportar la totalidad de las fuerzas axiales, tanto cuando la bomba gira en la dirección especificada como cuando la dirección de rotación es invertida. Cuando se usan acoplamientos flexibles de elementos metálicos las fuerzas axiales deben ser calculadas incluyendo la máxima deflexión permitida por el fabricante del acoplamiento. El API 610/ISO 13709 11ava Edición especifica que los cojinetes de bolas para empuje axial deben ser de contacto angular, del tipo “dúplex” (de la serie 7.000 una sola hilera de bolas), con un ángulo de contacto de 40° (0,7 Radianes) equipados con una jaula de latón maquinado (las jaulas no metálicas no son aceptadas). El montaje debe ser en configuración Espalda con Espalda (Back to Back) la necesidad de holguras y de precarga debe ser determinada por el vendedor con la finalidad de lograr cubrir el servicio y cumplir con la vida de los cojinetes establecida en la tabla N° 10 del capítulo 6.10 “Bearing and Bearing Housing”. En este tipo de rodamiento de contacto angular mientras mayor es el ángulo, mayor es la capacidad para resistir la carga. Los tipos de cojinete axial de acuerdo con el ángulo son el de 20º que es considerado el rodamiento de contacto angular estándar y que no es marcado en las pistas externas del cojinete. Otros tipos de cojinete de contacto angular son el tipo C con ángulo contacto de 15º, el cojinete tipo AC con ángulo de contacto de 25º, el cojinete tipo A con ángulo de contacto de 30º y finalmente el de mayor capacidad para soportar carga axial el tipo B ángulo de contacto con 40º. Los cojinetes de contacto angular solo pueden soportar carga en una sola dirección, lo cual justifica su utilización en pares. El uso de cojinetes de doble hilera de bolas de contacto angular no es una buena práctica, debido a que son vulnerables a la aplicación de fuerzas de empuje axial en reversa.

Figura N° 11-7.- Corte de un cojinete de bolas de contacto angúlar. Fuente: www.SKF.com/portal/skf/home/products....

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Como se dijo en la sección anterior de cojinetes radiales el ASME B73.1 no establece el tipo o características de los rodamientos a utilizar tanto para el manejo de las fuerzas radiales como las fuerzas axiales, solamente indica que la vida mínima esperada L10 debe ser de al menos 17.500 horas cuando el equipo trabaja en el rango de operación establecido para la bomba. En estas bombas se utilizan cojinetes de rodillos, de doble hilera de contacto angular, que no son comunes en las bombas API 610.

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11.2.1.1.- Precarga del Cojinete La precarga de los cojinetes es el ajuste de las holguras internas de los cojinetes mediante la aplicación de una fuerza. La precarga puede ser radial o axial, los cojinetes de rodillos cilíndricos solo pueden ser precargados radialmente, así como los cojinetes de carga axial y los cojinetes cilíndricos de carga axial solo pueden ser cargados axialmente. Por lo general la precarga contribuye a: 

Mejorar la distribución de las fuerzas en las pistas del cojinete.



Mejorando la vida por fatiga en el cojinete.



Elimina la soltura radial y axial.



Evita el deslizamiento relativo de las bolas.



Cuando se trabaja a altas velocidades elimina la diferencia en los ángulos de contacto entre las bolas y las pistas tanto interna como externa.

El problema del uso de muelles es que consume espacio para la colocación de los resortes, ellos no pueden ser cargados en sentido contrario porque tienen a perder la precarga, además los muelles tienden a desalinearse y a perder la precarga cuando son sometidos a altas cargas. Los muelles y las arandelas de presión como medios para aplicar precarga no son recomendados por el API 610/ISO 13709.

11.2.1.1.2.- Uso de ajuste axial: En el ajuste axial los cojinetes se colocan en lados opuestos teniendo las pistas internas y externas excéntricas, que luego son ajustadas mediante tuercas y mantienen la precarga deseada usando arandelas que son ajustadas dimensionalmente de acuerdo con la precarga deseada.

y movimiento



Reduce el ruido durante la operación.



Reduce la posibilidad de daños causados por fuerzas generadas en presencia de vibraciones mecánicas.



Incrementa la vida del cojinete y la capacidad para soportar las fuerzas axiales.



Incrementa la rigidez del sistema.

Sin embargo una precarga excesiva o deficiente puede ser catastrófica, ya que aumenta la temperatura sobre las pistas disminuyendo la vida de los cojinetes. En la práctica los procedimientos más utilizados para aplicar la precarga en los cojinetes son: mediante muelles, usando cojinetes del tipo Duplex o mediante ajuste axial.

11.2.1.1.1.- Uso de muelles: Este es un método primario y de bajo costo para el ajuste de la precarga axial, el cojinete puede ser precargado mediante resortes o mediante arandelas de presión, los cuales actúan básicamente sobre las partes fijas del cojinete como es el caso de las pistas externas.

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11.2.1.1.3.- Uso de Cojinetes Duplex: Los cojinetes Duplex son cojinetes de contacto angular fabricados en pares para que ajusten adecuadamente y puedan recibir la precarga definida. La pareja se sincroniza mediante el mecanizado de la superficie de las caras de las pistas del cojinete (las caras a mecanizar dependen del arreglo de cojinete que se va a emplear). Este mecanizado deja una holgura entre las caras que es compensada cuando la pareja de cojinetes es ajustada en el eje y la carcasa de la bomba, y deja la precarga se mantiene mientras se mantenga apretado el conjunto. Los arreglos para cojinetes Duplex usados por los fabricantes de bombas centrífugas son el arreglo Espalda con Espalda o “Back to Back”, el arreglo Cara con Cara o “Face to Face” y el arreglo en Línea o en “Tandem”. Existen otras combinaciones posibles donde se combinan más de dos cojinetes axiales en una misma bomba para reforzar la capacidad de carga en una dirección y mantener la capacidad en otra dirección, sin embargo por no ser su uso de amplia difusión en las bombas centrífugas de la Industria Petrolera no se trataran en este libro. La figura 11-8 muestra un juego de cojinetes Duplex en configuración Espalda con Espalda (Back to Back). En la figura 11-8 se puede observar la holgura que tiene la pista interna del cojinete original y que está indicada como holgura para precarga.

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Cuando se ajusta la tuerca la holgura es eliminada y las bolas quedan cargadas y con el ángulo de ataque deseado.

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se hacen coincidir los resaltes de la pista externa de los cojinetes. Los ejes que pasan por las bolas divergen indicando que la precarga fue aplicada a los cojinetes. En el arreglo Cara con Cara (Face to Face) el espacio entre los ángulos de contacto es convergente, orientado al eje central de los cojinetes, haciendo que el espacio, entre estos ángulos, sea relativamente corto comparado con el espacio generado por los cojinetes Duplex Espalda con Espalda.

Figura N° 11-8.- Diagrama de un arreglo de cojinetes Duplex Espalda con Espalda (Back to Back).

Este arreglo hace la rigidez del eje relativamente baja, permitiendo mayor desalineación que otros métodos de montaje. El montaje Cara con Cara (Face to Face) se usaba comúnmente en bombas multietapas en diseños anteriores a los años 80.

Fuente: www.impactbearing.com/engineeringdata.....

Con el arreglo Espalda con Espalda (Back to Back) el espacio entre los ángulos es divergente y más extendido, con lo que la rigidez del eje también aumenta y la resistencia a la desalineación se incrementa. Este arreglo de cojinetes de empuje es el mas utilizado en las bombsa centrífugas que utilizan cojinetes de empuje Duplex, representando el 90% de las bombs instaladas. Como se afirmó en el párrafo anterior el API 610/ISO 13709 recomienda el arreglo Espalda con Espalda (Back to Back). La figura N° 11-9 muestra el diagrama de una configuración de cojinetes Duplex en arreglo Espalda con Espalda, mostrando los ángulos de contacto.

La figura N° 11-10 muestra el diagrama de una configuración de cojinetes Duplex con arreglo Cara con Cara (Face to Face).

Figura N° 11-10.- Diagrama de un arreglo de cojinetes Duplex Cara con Cara. Fuente: CENTRIFUGAL PUMPS HANDBOOK, Anti-Friction Bearings in Centrifugal Pumps By William E. (Ed) Nelson.

Como se observa en la figura cuando los cojinetes Duplex se colocan Cara con Cara los resaltes se ubican en lados opuestos de la pista externa de los cojinetes. Los ejes que pasan por las bolas convergen indicando que la precarga fue aplicada a los cojinetes.

Figura N° 11-9.- Cojinetes Duplex Espalda con Espalda mostrando ángulo de contacto. Fuente: CENTRIFUGAL PUMPS HANDBOOK, Anti-Friction Bearings in Centrifugal Pumps By William E. (Ed) Nelson.

Se observa en la figura que cuando los cojinetes se colocan Espalda con Espalda (Back to Back)

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En otro arreglo muy usado en las bombas centrífugas es el tipo en Línea (Tandem) que alinea la capacidad de carga de la pareja de cojinetes en una sola dirección no teniendo capacidad para absorber fuerzas axiales en la dirección contraria. Este arreglo ofrece alta capacidad de soportar cargas axiales, pero solo en una dirección.

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El arreglo en Línea (Tamdem) es empleado extensamente en bombas verticales, donde los cojinetes de empuje están colocados en unos módulos independientes en el tope del cabezal de la bomba o en los motores eléctricos accionadores. La figura N° 11-11 muestra el diagrama de una configuración de cojinetes Duplex con arreglo en Línea (Tandem).

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(este tipo de lubricación se tratara en el próximo capítulo). El cojinete de empuje hidrostático es básicamente un disco rotatorio que se desliza sobre un disco liso o de anillos segmentados, que con el suministro de la lubricación forzada y el movimiento del anillo forman una cuña de lubricación.

Figura N° 11-12.- Diagrama de un cojinete plano de empuje axial. Figura N° 11-11.- Diagrama de un arreglo de cojinetes Duplex en Línea (Tandem). Fuente: www.skf.com/portal/skf/home/products......

Como regla general es conveniente solicitar al fabricante de las bombas que los motores eléctricos para bombas verticales deben tener la capacidad de soportar el doble de las fuerzas axiales estimadas, incluyendo los esfuerzos hidráulicos y el peso del rotor. Las razones para esta solicitud radican en que el cálculo del empuje axial no es muy preciso, el empuje de las bombas verticales aumenta con el incremento de las holguras internas, con la posición de los impulsores y con las variaciones del flujo.

11.2.2.- COJINETES AXIALES PLANOS En las bombas de media y alta energía donde la potencia es alta y en bombas de alta velocidad, el cojinete de empuje es del tipo plano. La figura N° 11-12 muestra el diagrama de un cojinete plano de empuje axial de zapatas pivotantes. Los cojinetes de empuje plano son capaces de operar soportando altas fuerzas y altas velocidades. Son hidrostáticos, la lubricación para este tipo de cojinete debe ser lubricación forzada

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Fuente:www.waukbearing.com/downloads/DHB5A.pdf

El espesor de la película que forma la cuña en cojinetes axiales pequeños es de 5m (0,0002 pulgadas) y hasta 50m (0,002 pulgadas) en cojinetes grandes. El API 610/ISO 13709 recomienda para las bombas que necesitan la instalación de cojinetes de empuje plano que ellos deben ser hechos con estructura o base de acero, con superficie recubierta con “Babditt”, y de segmentos multiples o “multi-pads”. Además indica que deben ser dimensionados para soportar el mismo empuje axial en ambas direcciones y con dispositivos que permitan la presurización continua de aceite lubricante en cada una de las caras del cojinete. El cojinete debe tener dispositivos que permita la autonivelación para asegurar que cada segmento o “pad” soporte fuerzas de la misma magnitud. En cuanto a la capacidad de carga el API 610/ISO 13709 manda que el cojinete de empuje axial debe ser dimensionado para la fuerza máxima continua. En estas condiciones de carga y a la velocidad de diseño se deben cumplir con los siguientes parámetros: 

El espesor de la película mínima de aceite lubricante debe ser de al menos 8m (0,0003 Pulgadas);

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

La presión máxima por unidad de área debe ser de 3500 kPa (500 psi);



La temperatura máxima en la superficie del “Babbitt” no debe superar los 130 °C (265 °F).

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En bombas de alta energía y alta velocidad los fabricantes y los usuarios tienen preferencia por los cojinetes de empuje de almohadillas basculantes o “Tiltin Pad” debido a la robustez de estos diseños de cojinetes y la capacidad de estabilizar la cuña y la película de lubricación mediante la modulación de las almohadillas. Esta modulación ajusta la conicidad entre las dos superficies tribológicas facilitando el flujo de lubricantes evitando de esta forma la inestabilidad de la película lubricante y por consecuencia evitando vibraciones en el sistema. El principal problema observado en este tipo de cojinete son deficiencia en los acabados, en las holguras y deformaciones en las cajeras que causan inestabilidad en la película de lubricación. La selección de los materiales de construcción del cojinete tiene una importancia capital en el buen desempeño de los cojinetes de empuje planos. La zonas de carga de los cojinetes planos son amplias y el eje se sostiene en películas de aceite de no mayores a 50m (0,002 pulgada). En la superficie de los cojinetes se usan materiales suaves que el acero de los ejes, lo que permite la deformación del material en las zonas de mayor carga, facilitando el posicionamiento correcto del eje en la zona de carga, como es el caso del “Babbitt”; sin embrago la capacidad de los materiales blandos para soportar las fuerzas a fatiga son mínimas. Para mejorar la resistencia de los cojinetes planos se utilizan combinaciones de materiales como por ejemplo una superficie de cobre o estaño con espesores de entre 127m y 508m (0,005 y 0,020 pulgadas) de espesor sobre una base de acero, fundición de hierro, aluminio, etc.

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12.- LUBRICACIÓN La lubricación es un elemento importante para el funcionamiento de las bombas centrífugas porque facilita el movimiento del rotor durante el proceso de transmisión de energía al fluido, a través de la reducción de la fricción de los cojinetes. Se puede afirmar que la lubricación es fundamental para el buen funcionamiento del sistema de bombeo; ya que un método o sistema de lubricación efectivo minimiza la posibilidad de fallas. La lubricación es un proceso por medio del cual se intenta reducir la fricción entre dos cuerpos que se encuentran en interacción uno contra otro generando un movimiento relativo entre ellos. Esta lubricación se logra mediante la interposición una sustancia lubricante que se encarga de soportar la carga generada entre los cuerpos, de reducir la fricción y de disipar el calor generado por la interacción. La fricción no es un villano y no solo tiene aspectos negativos, muchas acciones cotidianas tienen sustentación en la fuerza de fricción que permite que el hombre y los animales puedan caminar, permite el mantener los objetos en posición, etc. La ciencia que estudia desde una visión amplia todo el fenómeno de lubricación, fricción y desgaste es denominada Tribología. Los fenómenos tribológicos y la lubricación han estado presentes en la vida del hombre desde la antigüedad, existen evidencias de bisagras rudimentarias que datan de 4.000 años A.C. donde un eje de madera ligado a una puerta giraba en un pivote de piedra o cerámica. Existen registros gráficos del antiguo Egipto, de Asiría y otras grandes civilizaciones antiguas ubicados en hasta 2.400 años A.C. donde es posible observar la movilización de grandes bloques de piedra, estatuas y otros elementos de gran peso haciéndolos rodar mediante el uso de troncos de árboles que eran lubricadas con agua y grasa de animales. Para este periodo existían ruedas rudimentarias empleadas en carros pero para transportar cargas ligeras y para ser usados en actividades militares. Los Griegos y luego los Romanos heredaron esta tecnología de estas civilizaciones anteriores a ellos. A partir de ruedas rudimentarias ellos desarrollaron tecnologías que permitieron la evolución de las ruedas usadas en carros, lo que permitió el transporte de mayores cargas y lograr mayores velocidades. Estas civilizaciones

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también estudiaron los engranajes y los tornillos perfeccionándolos, además de mejorar los aceites lubricantes con base animal y vegetal para hacerlas eficientes. Durante la Edad Media el desarrollo de tecnología en el campo de la Tribología se estancó, solo en Asia se tienen noticias de progresos en el área de los cojinetes metálicos. En el Renacimiento destacó el inventor Leonardo da Vinci en la investigación de la lubricación, el deslizamiento y el desgaste introduciendo el concepto del coeficiente de fricción y proponiendo diferentes tipos de cojinetes, tanto de elementos rodantes como planos. La explosión y expansión de los conceptos de la Tribología y de la lubricación se dio en el siglo XVI con la Revolución Industrial y a partir del año 1.800, cuando se introduce ya de forma industrial los aceites lubricantes minerales, que permitió a las maquinarias trabajar a mayores velocidades y con mayores cargas debido a la mayor estabilidad y resistencia de este tipo de lubricante.

12.1.- TIPOS DE LUBRICACION La lubricación tiene funciones que mejoran el rendimiento de los equipos rotativos, entre ellas tenemos que la lubricación reduce el desgaste en la superficies lubricadas, protege estas superficies de la corrosión y es un elemento que favorece la remoción de calor de las superficies que lubrica. La lubricación como se habló en la sección correspondiente a los cojinetes puede ser Hidrodinámica, Hidrostática o Elastohidrodinámica.

12.1.1.- LUBRICACION HIDRODINAMICA Como se dijo en la sección 11.1 en la lubricación Hidrodinámica la acción dinámica de la interacción del cojinete con el eje al producirse el deslizamiento forma con el lubricante una película de lubricación en forma de cuña. Estas cuñas actúan en el área de trabajo del cojinete para soportar la carga y mantener las superficies separadas, el espesor de las cuñas de lubricación en este tipo de lubricación es mayor a 0,25 (0,00001 pulgadas), llegando en algunos casos hasta 500 (0,020 pulgadas). La figura N° 12-1 muestra el diagrama de un cojinete hidrodinámico mostrando la película de lubricación.

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En esta pequeñísima película de lubricación se genera una alta presión por unidad de área, debido a la carga dinámica, lo que mantiene separada las dos superficies. La figura N° 12-2 muestra cómo se genera la presión en el área de contacto del elemento rodante y la pista interna del cojinete.

Figura N° 12-1.- Diagrama de un cojinete hidrodinámico. Fuente:www.en.wikipedia.org

12.1.2.- LUBRICACION HIDROSTATICA La lubricación Hidrostática es utilizada en sistemas que están equipados con cojinetes planos donde se manejan altas cargas o se trabaja a altas velocidades. En estas condiciones no siempre la viscosidad del fluido por si sola es capaz de mantener una película lubricante lo suficientemente robusta como para mantener las superficies dinámicas separadas. En estos casos se recurre a una fuente externa de presión que suministre una presión lo suficientemente alta, como para permitir la formación de la película de lubricación. Esta lubricación provee rigidez y estabilidad al rotor, sin embargo tiene la desventaja de necesitar equipos externos para la generación de la presión, lo que genera costos adicionales de operación y demanda mayor espacio en el sistema de bombeo.

12.1.3.- LUBRICACION ELASTOHIDRODINAMICA La lubricación Elastohidrodinámica aplica principalmente a cuerpos que ruedan y no que deslizan como es el caso de la lubricación Hidrodinámica. Estos cuerpos son cojinetes de elementos rodantes de bolas y rodillos. En este tipo de lubricación una cuña de aceite se forma en el punto de contacto entre el elemento rodante y la pista de rodamiento, este punto de contacto es muy pequeño en comparación con la superficie expuesta de un cojinete de deslizamiento. El espesor de la película de aceite que se forma durante el funcionamiento de este tipo de lubricación por lo general está entre 0,025 y 2m (0,000001 y 0,000079 pulgadas).

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Figura N° 12-2.- Lubricación Elastohidrodinámica, mostrando el área de contacto. Fuente:www.evolution.skf.com

Comúnmente los dos tipos de lubricante usados en las bombas centrífugas son la lubricación con grasa y la lubricación con aceite. En el caso de las bombas centrífugas verticales principalmente las bombas verticales tipo turbina la lubricación de los cojinetes que soportan el eje vertical se efectúa utilizando el mismo fluido bombeado cuando este fluido tiene propiedades lubricantes aceptables. Es el caso de las bombas que manejan agua fresca con bajo nivel de sólidos y contaminantes, hidrocarburos tratados listos para la exportación o que circulan fluidos en patios de tanques. Ahora si no es posible lubricar con el fluido bombeado se utilizan fuentes externas de fluidos para inyectarla en los cojinetes como podría ser agua fresca de otras fuentes, aceite lubricante, etc.

12.2.- LUBRICACION CON GRASA La grasa industrial es el producto sólido o semifluido resultado de la dispersión de una agente espesante en un lubricante líquido. La grasa es el lubricante más usado para lubricar cojinetes, ya que simplifica los sistemas de

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lubricación al no requerir sistemas de sellado complicados y necesitar un relativo bajo nivel de mantenimiento. La grasa es la primera opción para lubricar bombas centrifugas de baja energía, de hecho es el lubricante más aplicado en cojinetes de elementos rodantes. La lubricación con grasa es aplicada a más del 80% de este tipo de cojinete lubricados con grasa (diferentes fuentes de información coinciden en esta banda aproximada de porcentaje), básicamente porque la mayor parte de las bombas centrífugas generales de procesos son bombas de baja energía y con una velocidad máxima de 3.600 RPM. La figura N° 12-3 muestra un cojinete de elementos rodantes, específicamente de rodillos lubricado con grasa.

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siempre y cuando se tomen las previsiones para los re-engrases. Hasta la 8va edición del API 610/ISO 13709, el sistema de lubricación mandatario era la lubricación por aceite, a partir de la 9na edición es posible el uso de lubricación por grasa si es especificado por el comprador pero con las siguientes limitantes. 

No se puede usar lubricación por grasa si la vida estimada de la grasa es menor de 2.000 horas (calculada siguiendo la metodología del fabricante);



Si la vida de la grasa va de 2.000 hasta 25.000 horas se deben dejar previsiones para que los cojinetes sean re-lubricados;



Si la vida estimada de la grasa para el servicio es mayor de 25.000 horas, no se debe hacer ningún arreglo o dejar facilidades para la re-lubricación.

Se debe evitar la contaminación del lubricante principalmente por humedad para lo cual se usan de estoperas para prevenir la entrada de humedad y/o sellar la cajera de cojinetes no es tolerada. La recomendación de los usuarios actuales es utilizar sellos de laberinto reemplazables, hechos de material que no genere chispas al rozar.

N° 12-3.- Diagrama de un cojinete lubricado con grasa. Fuente: http://www.skf.com/portal/skf/home/products.....

Los fabricantes de maquinarias tanto de bombas centrífugas como de motores eléctricos, maximizan el uso de lubricación por grasa en los equipos de baja potencia y velocidad media. Este sistema de lubricación ahorra tuberías, simplifica el diseño de las cajas de cojinetes y simplifica las actividades y rutinas de mantenimiento. La lubricación con grasa Deja de ser funcional, cuando los equipos pasan a tener combinaciones de cargas medias a altas, con mayores velocidades periféricas de los ejes y cojinetes o altas temperaturas donde la grasa no tiene la suficiente capacidad para remover el calor o para prevenir la centrifugación del lubricante líquido de la grasa. La norma ASME B73.1, en la sección 4.7.5 recomienda como selección preferencial para lubricar los cojinetes de las bombas fabricados siguiendo esa norma el aceite lubricante, sin embargo da libertad a los fabricantes para seleccionar la grasa como elemento lubricante

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La grasa es un compuesto lubricante que tiene tres componentes básicos el aceite lubricante, el espesante y los aditivos que son mezclados en las siguientes proporciones: 

El aceite base está en una proporción entre el 70 y 95%;



La proporción de espesante está entre 3 y 30%;



Los aditivos pueden ir de 0 a 10% del volumen total.

12.2.1.- ACEITE BASE En la actualidad el aceite base para la composición de las grasas lubricantes en aplicaciones industriales puede ser mineral, sintético o una mezcla de los dos aceites el mineral y el sintético. Los aceites minerales actualmente componen el 95% de las bases lubricantes usadas para las grasas. Por ejemplo, para grasas de propósitos múltiples los aceites seleccionados tienen viscosidades que van de 150 a 220 cST a 40 °C de temperatura.

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Existen grasas sintéticas basadas en aceites lubricantes base sintéticos como las Polialfaoleofinas (PAO), Esters, Siliconas que poseen alta resistencia a la oxidación, estas grasas representan en la actualidad menos del 5% de las grasas formuladas para servicios industriales. Las grasa con aceites sintético son usadas en ambientes de temperaturas extremas, tanto bajas -29°C (-20 °F) como altas hasta 127 °C (260 °F) estos parámetros están lejos del alcance de los aceites minerales. El uso de las grasa con aceites sintéticos se ha extendido en los últimos años debido a que los precios de adquisición se han mantenido en la misma banda de las grasa convencionales con las ventajas de su mayor capacidad para trabajar con temperaturas extremas, mayor estabilidad en condiciones adversas como altas cargas y altas velocidad, con la ventaja adicional de ofrecer alternativas ecológicas o biodegradables.

12.2.2.- ESPESANTES Las grasas usan espesantes que son jabones metálicos que operan como una esponja o una red de fibras que se moja en el aceite y lo retiene, liberándolo cuando la temperatura aumenta. Estos jabones incluyen Litio, Aluminio, Urea, Sodio y Calcio. Los espesantes ocupan una proporción dentro de la grasa que alcanza del 3 al 30% en peso. Los jabones comúnmente usados en las grasas son los de Calcio, Sodio, y Litio. Las grasas con jabón de Calcio son resistente al agua y debe ser usados a temperaturas inferiores a 60 °C. Las grasas con jabón de calcio se usan regularmente en servicios de baja potencia a temperaturas medias y sobre todo en ambientes marinos. La grasa con jabón de Sodio tiene buena resistencia a la temperatura y pueden ser aplicadas en una amplia gama de servicios, sin embargo en servicios húmedos tiene tendencia a absorber agua de forma excesiva perdiendo sus propiedades lubricantes. La grasa con mayor popularidad en la actualidad es la grasa con espesante en base a Litio debido a su desempeño es superior a otros espesantes, en cuanto a su resistencia a la temperatura. Esta grasa trabaja en rangos de temperatura de entre 110 y 130 °C (230 a 266 °F). La grasa de Litio tiene alta resistencia a desplazamiento por el agua, es decir que suma

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las ventajas de las grasas de Calcio y Sodio sin tener las desventajas que ellas poseen. Las grasas con espesantes a base de Sodio cubren en la actualidad más del 70% de las grasas comerciales para aplicaciones industriales. También se usan en la actualidad las grasas de complejas que contienen jabones salinos de Litio, Aluminio, etc., las cuales resisten temperaturas más altas que las grasas convencionales, siendo muy resistentes a la oxidación. El espesante también puede ser de origen sintético como la poliuria que es un espesante no jabonoso que es formado de derivados de la Urea, los cuáles no son polímetros reales pero que poseen una estructura similar a los jabones minerales con la diferencia que son muy estables, tienen un alto punto de goteo y ofrecen una vida de servicio alta. Estas grasas pueden satisfacer las necesidades de servicios de alta temperatura hasta aproximadamente 180 °C (356 °F).

12.2.3.- CLASIFICACIÓN DE LAS GRASAS Los aditivos son utilizados en las grasas para mejorar su resistencia a la oxidación, para proteger contra la corrosión, para aumentar la capacidad de carga (aditivo de extrema presión) y mejorar el rendimiento contra el desgaste. No se profundizará en las características de los diferentes aditivos ya que esta fuera del alcance del libro. Las grasas son clasificados de acuerdo con la consistencia ellas van desde la denominación NLGI 000 (muy suave) hasta la NLGI 6 (muy rígida). La NLGI es la “National Lubricating Grease Institute” de los Estado Unidos quienes diseñaron un procedimiento de medición de la rigidez de las grasas lubricantes. La rigidez de las grasas lubricantes es medida mediante la penetración de un cono calibrado en un recipiente con grasa a 25 °C (77 °F). Las grasas grado 000, 00 y 0 son semi-fluidas a temperatura ambiente y son comúnmente usadas en sistemas centralizados de lubricación, ahora las grasas grado 5 y 6 son las mayor rigidez y son usadas par lubricar sistemas dinámicos de hornos y máquinas de plantas papeleras. La consistencia de grasa más usada es la grasa consistencia NLGI 2, ya que posee un buen

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balance entre consistencia y fluidez, es lo suficientemente rígida para resistir la centrifugación durante el uso y la separación o desplazamiento del aceite base del espesante cuando es sometida a altas cargas. El grado 3 es usado para lubricar los cojinetes sellados (con doble sello), donde la grasa es entrampada dentro del cojinete.

12.2.4.- CARACTERISTICAS DE LA LUBRICACIÓN CON GRASA Una de las principales limitaciones de la grasa es su tendencia a ser centrifugada a velocidades altas o a ser completamente desplazada cuando los elementos son sometidos a altas cargas. Cuando la velocidad de la bomba centrífuga supera los 3.600 RPM las posibilidades de utilizar grasas minerales de uso múltiple como lubricante se ve comprometida, debido a que los intervalos entre re-lubricación se reducen de forma significativa. La grasa como lubricante se debe limitar a servicios en los cuales las potencias no superen los 150 kW (200 HP) y las velocidades no sean superiores a 3.600 RPM.

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está compuesta de más del 70% de aceite) es de 30 años, si el trabajara permanentemente a 30 °C (86 °F), reduciéndose la vida de la grasa a la mitad cada 10 °C (18 °F) que se incremente la temperatura. Es decir que la vida de una grasa que trabaja a 60 °C (140 °F) seria de tres años y 9 meses. Se está considerando que el lubricante sea grasa o aceite está libre de contaminantes y de humedad. Las grasas sintéticas y de jabones complejos tienen mayor desempeño que las grasas corrientes con espesantes de jabón metálico y aceite mineral, sin embargo su costo es sensiblemente más alto que el costo de una grasa estándar. En un estudio comparativo realizado hace años que tomo como base de referencia la grasa de mayor popularidad y más usada, una grasa de jabón de Litio con aceite mineral a la cual se le asignó el valor de uno (1) para comparar su precio con grasas hechas con otros espesantes tanto metálicos como sintéticos y con otros aceites . La tabla N° 12-1 muestra la comparación entre las grasas.

Por ejemplo, usando la metodología del “Tribology Handbook de Mike Neal”, para estimar la vida aproximada de la grasa y los periodos de re-lubricación en una bomba centrífuga equipada con cojinetes de bolas de 60 mm de diámetro del agujero del eje, serie media, con cajera de acero prensada para centrar las esferas, lubricado con una grasa a base de jabón de Litio de consistencia 3. La bomba opera a una temperatura de 100 °C (212 °F) y la primera velocidad para la selección del intervalo de relubricación será de 1.800 RPM. El resultado da una vida aproximada de la grasa de 3.700 horas, lo que indica que las bombas tienen que ser relubricada como mínimo cada cinco meses). Ahora si la velocidad de la bomba la incrementamos hasta 3.600 RPM la vida de la grasa se reduce hasta aproximadamente 1.300 horas, lo que indica que la bomba tiene que ser re-lubricada cada 1,8 meses. Manteniendo la velocidad inicial de la bomba de 1.800 RPM pero incrementando la temperatura de 100 °C a 120 °C la vida de la grasa se reduce a 1.200 horas es decir que debe ser re-lubricada cada 1,6 meses. La temperatura y la velocidad aparte de la carga, son dos factores determinantes en la vida estimada de la grasa. De acuerdo con algunos fabricantes la vida del aceite mineral (por extensión de la grasa, que

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Tabla 12-1.- Muestra la comparación entre los costos de las diferentes composiciones de grasas industriales. En la tabla 12-1 se observa que las grasas con jabones metálicos del tipo complejas, pero con aceites base sintéticos tiene un costo de más de cinco veces el costo de una grasa estándar con aceite base mineral. Sin embargo las grasas completamente sintéticas (son sintéticos el jabón y el aceite base) superan en más de 40 veces el precio de una grasa convencional. En la actualidad con la evolución tecnológica se ha

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reducido la brecha entre los precios de las grasas minerales y las sintéticas haciéndolas accesibles.

12.2.5.- METODOS DE APLICACIÓN DE LA GRASA Generalmente en plantas de pequeño y mediano porte las acciones de re-engrase son realizadas directamente en los equipos. Se aplica la grasa directamente en la caja de cojinetes mediante una grasera, en una actividad que es realizada por equipos de trabajadores o lubricadores o por los mecánicos o electricista que realizan el servicio a los equipos. La Figura N° 12-4 presenta como es la configuración de una cajera de cojinetes para ser re-lubricada usando una grasera.

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de cojinetes que está indicado como salida de grasa en la figura 12-4; 

Luego se conecta la manguera de la grasera en el tapón superior de la cajera de cojinetes y se inicia el trabajo de bombear grasa al cojinete, la actividad finaliza cuando se observa la salida de grasa nueva o limpia por el agujero de salida de la grasa;



Al terminar de agregar grasa se debe girar el rotor del equipo manualmente para que el exceso de grasa escape por la salida de grasa;



Cuando concluye la operación de reengrase se procede a restituir los tapones superior e inferior de la cajera de cojinetes para evitar que la grasa se escape de la cajera cuando el equipo está en funcionamiento;



Luego de una o dos horas de la reactivación del funcionamiento del equipo verifique la temperatura de operación de los cojinetes para asegurar que todo este normal.

El procedimiento es muy sencillo, sin embargo es común el error de no retirar el tapón inferior de la cajera de cojinetes. Este olvido causa el empacamiento de la grasa en el interior de la cajera de cojinetes, lo que da origen a recalentamiento y/o la ruptura de los sellos de la cajera facilitando la perdida de la grasa y propiciando daños prematuros del equipo. Figura N° 12-4.- Diagrama de una cajera de cojinetes siendo lubricada con grasa. Fuente: http://www.skf.com/portal/skf/home/products?lang=en&maincatalog ue=1&newlink=1_0_114

En este método de re-lubricación se utilizan graseras manuales para bombear la grasa a los cojinetes. La metodología empleada es muy simple pero si no se tiene cuidado es posible que se creen las condiciones para originar la falla del equipo. A continuación se describen los pasos principales para la re-lubricación de los cojinetes de un equipo rotativo: Observando la figura 12-4 como guía para la comprensión del re-engrase manual, el proceso es el siguiente: 

Con el equipo fuera de servicio se realiza la remoción del tapón inferior de la cajera

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En plantas de mayor porte o de mayor complejidad en la actualidad se están usando sistemas de distribución de grasa centralizados que actúan automáticamente y que utilizan grasa semifluida de consistencia NLGI 0, 00 ó 000. Estos sistemas facilitan las actividades de relubricación y de acuerdo con los registros representan ahorros en los costos de operación y reducen las paradas para mantenimiento. También están muy difundidos en el ámbito industrial los alimentadores de grasa individuales, que actúan también de forma automática. Ellos trabajan autónomamente mediante un reloj (la energía es alimentada por baterías) o por intermedio de una reacción química. Por lo general son usados en equipos clasificados como críticos o de difícil acceso como puede ser el caso de bombas colocadas en plataformas sobre elevadas en alguna planta de procesos.

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En la figura 12-5 muestra el corte de un dispensador individual de grasa, que actúa automáticamente.

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La norma ASME B73.1 permite el uso de cojinetes engrasados de por vida como una opción para los fabricantes de bombas. La figura 12-6 muestra un cojinete sellado de doble tapa, con tapas plásticas (2RS).

Figura N° 12-5.- Dispensador automático de grasa y su corte. Fuente: http://www.skf.com/portal/skf/home/products ..........

Existen cojinetes pre-lubricados con grasa de fábrica, donde la grasa está sellada en el interior del cojinete mediante unas tapas que pueden ser metálicas o plásticas. La duración de esta grasa, que es de altísima calidad, corresponde a la vida del cojinete. La cantidad de grasa empacada en el cojinete cubre aproximadamente el 30% del espacio libre, lo que es suficiente para garantizar una buena lubricación. Estos cojinetes son denominados cojinetes sellados o blindados. La nomenclatura existente para diferenciar estos cojinetes sellados es Z cuando se usa una sola tapa metálica cubriendo un solo lado y 2Z o ZZ cuando se usan dos tapas metálicas para cubrir los dos lados. Cuando se usan tapas plásticas o de material elastomérico la nomenclatura es RS para una sola tapa y 2RS para dos tapas. Existen otras variantes como la VV o 2V que son también sellados, pero con sellos de goma o plástico para mejorar la capacidad para retener grasa y evitar el ingreso de sucio y otros contaminantes. La aplicación de los cojinetes sellados se circunscribe a servicios de baja energía y cargas limitadas, debido a que en servicios severos la duración de la grasa y por asociación la vida del cojinete se reduce drásticamente. El resultado de utilizar cojinetes sellados en servicios severos es la reducción de las horas de vida de la grasa a rangos inaceptables.

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Figura N° 12-6.- Cojinete sellado con tapas plásticas (2RS). Fuente: www.corsairsarl.com/uk2/ball-and-roller-bearings.html

La lubricación con grasa es ventajosa cuando: 

Es posible usarla de acuerdo con la demanda del equipo;



Las aplicaciones están relacionadas con ambientes altamente contaminados, donde la grasa actúa como elemento sellante por lo que evita la entrada de los contaminantes a los cojinetes;



Existen lugares difíciles de lubricar y donde no se toleran fugas de ningún tipo;



Se necesita la simplificación del sistema de lubricación.

12.3.- LUBRICACION CON ACEITE Los sistemas de lubricación por aceite son los más usados en bombas de procesos de potencia media, alta y en bombas API 610/ISO 13709 de cualquier rango de potencia, porque garantiza mayor rendimiento de los rodamientos, en casi todos los servicios industriales. Tanto el ASME B73.1 como el API 610/ISO 13709 especifican la lubricación por aceite como el sistema preferencial de lubricación. El ASME B73.1 en la sección 4.7.5 Lubrication, indica

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que la lubricación por aceite es la lubricación estándar para las bombas fabricadas siguiendo esta norma principalmente el método de lubricación por baño de aceite, sin embargo deja abierta opciones para el uso de otros métodos de lubricación como la lubricación por Neblina de Aceite o “Oil Mist” y hasta lubricación por grasa. En el API 610/ISO 13709 11ava edición en el capítulo 6.11. se indica que los cojinetes y las cajeras de cojinetes deben ser diseñadas para ser lubricadas con aceite mineral a menos que expresamente se indique lo contrario. Indicando también que si también es solicitado se deben dejar las previsiones para la instalación de sistemas de lubricación por niebla o de “Oil Mist”. Los aceites minerales básicos son producidos a partir de la destilación del petróleo crudo, tomando como materia prima el residuo largo del proceso de destilación. En la destilación, el petróleo es separado en diferentes componentes usando para ello un calentamiento inicial en hornos que lleva al petróleo a varios cientos de grados de temperatura, lo que facilita la separación de los diferentes componentes que lo forman. El petróleo luego es bombeado a una torre de destilación atmosférica, que es la etapa inicial del proceso de destilación en las refinerías convencionales. En este proceso de destilación los componentes más livianos son captados en el tope de la torre para producir gasolina y nafta, los componentes medianos son captados en las bandejas intermedias para producir diesel y gasóleo, el fondo de la torre es la fracción más pesada es calentado en hornos y bombeado a la torres de destilación al vacío. El lubricante base es captado en las bandejas intermedias de la torre de destilación al vacío. Este lubricante base es tratado para retirar componentes indeseables como es el asfalto, después es hidrogenado para completar las cadenas de hidrocarburos y para homogenizarlo. Las tres clases básicas de aceites lubricantes minerales son: 

Los aceites Parafínicos, que representan más del 90% de las bases de aceites lubricantes derivados del petróleo que son producidas;



Los aceites Neftánicos;



Los aceites Aromáticos;

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Los grados de los aceites lubricantes aplicados a nivel industrial son definidos por la ISO, designados como ISO VG (ISO Viscosity Grade). La ISO establece 18 grados de viscosidad para los aceites lubricantes industriales comprendidos entre 2 y 1500 cST referidos a una temperatura de 40 ºC (104 ºF). Esta clasificación no especifica la calidad del aceite, solamente establece la viscosidad cinemática correspondiente a cada grado para la temperatura de 40 ºC (104 ºF). En las bombas centrífugas se utilizan principalmente los aceites lubricantes grados ISO VG 32 (viscosidad cinemática entre 28,8 y 35,20 SSU, equivalente a 1,5 a 2,56 cST), ISO VG 46 (viscosidad cinemática entre 41,40 y 50,60 SSU, equivalente a 4,30 a 7,40 cST), y el ISO VG 68 (viscosidad cinemática entre 61,2 y 74,8 SSU, equivalente a 10,3 a 14 cST).

12.3.1.- PORQUE SE DEGRADAN LOS ACEITES LUBRICANTES MINERALES Los lubricantes derivados del petróleo tienen comportamientos aceptables hasta 105 °C (220 °F). Sobre los 66 °C (150 °F) los lubricantes minerales inician un proceso acelerado de oxidación que reduce la vida del aceite de forma acelerada. La degradación del aceite mineral se produce básicamente por oxidación. El oxígeno se diluye en el aceite lubricante durante la dinámica de funcionamiento y circulación del lubricante en el sistema de lubricación, mezclándose con los componentes y aditivos del aceite. Está mezcla es favorecida por el incremento de temperatura y genera reacciones químicas para formar peróxidos, ácidos y residuos. Como regla general se debe tener en consideración que los lubricantes derivados del petróleo tienen una vida de treinta años si opera a una temperatura de 30 °C (86 °F). Estos 30 años se reducen a la mitad cada 18 °F (10 °C) que se incrementa la temperatura de trabajo del aceite, es decir que a 40 ºC (104 °F) el aceite tendrá una vida esperada de 15 años; a 80ºC (176 °F) tendrá una vida de once meses. A una temperatura de trabajo de 90 ºC (194 °F) el aceite durará solo cinco meses y medio, debido al incremento acelerado del deterioro del aceite por la oxidación y por la pérdida de propiedades con la viscosidad.

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Otro elemento con gran influencia en la degradación de las propiedades de los aceites lubricantes es la presencia de agua en el aceite lubricante. El agua forma emulsiones, disminuye la viscosidad del aceite por dilución o por cambio de las propiedades, así como es un contribuyente a la corrosión de los componentes metálicos tales como cojinetes, ejes, cajera de cojinetes, etc. Solo la contaminación del lubricante con 200 ppm de agua reduce la vida de los cojinetes de bolas a la mitad. Las principales fuentes de agua para contaminación de los cojinetes son las fugas de agua en las bombas, el agua proveniente de las actividades de limpieza de los equipos y de la aspiración de humedad del ambiente. Es importante para prevenir la contaminación del aceite lubricante con agua mantener el sellado de las cajeras de cojinetes. En la actualidad el sellado de las cajeras se realiza con sellos de laberinto que garantizan mayor durabilidad (las partes móviles no tienen roce entre sí) y adicionalmente facilita el venteo de las cajeras de cojinetes. Algunos diseños de sellos de laberinto tienen configuraciones que le permiten, cuando son salpicados con agua, centrifugar el agua hacia la parte externa del sello evitando el ingreso de humedad en la cajera de cojinetes. La principal desventaja de los sellos de laberinto es su costo inicial muy superior al de las estoperas y ya que permiten el contacto con el ambiente hacen la cajera de cojinetes sensible a las variaciones de temperatura y a la humedad. En los diseños más antiguos de bombas centrífugas los elementos sellantes de las cajeras de cojinetes son las estoperas. La figura 12-7 muestra el corte de una estopera montada sobre un eje protegiendo un cojinete, es posible observar la ranura del eje donde desliza el labio de la estopera. Las estoperas son anillos hechos generalmente de elastómeros combinados con partes metálicas, ellas poseen un labio que roza contra la superficie del eje. Este labio tiene un resorte o muelle que genera una fuerza para mantener el ajuste del labio contra la ranura del eje. Como el labio roza constantemente contra la superficie del eje la vida de estos elementos antes de permitir fugas o fallar esta alrededor de las 3.000 horas de operación.

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Figura N° 12-7.- Corte de una cajera de cojinetes mostrando una estopera para sellado. Fuente: www.machinerylubrication.com/Read/932/labyrinth-seal

Es decir que la vida de la estopera se limita un poco más de cuatro meses de funcionamiento, lo cual entra en contradicción con la vida esperada del aceite lubricante y de los cojinetes que es mayor a un año. Los rangos temperatura en los cuales operan las estoperas es de entre 0 °C (32 °F) y 175 °C (380 °F). Finalmente el debilitamiento o dilución de los aditivos que posee el aceite también contribuye al deterioro y en la caída del rendimiento del aceite lubricante. Para operara a temperaturas por arriba de 110 °C (230 °F) es recomendable la utilización de lubricantes con bases sintéticas.

12.3.2.- ACEITES SINTETICOS El uso de los lubricantes sintéticos se ha extendido debido a las limitaciones que se observa en los lubricantes minerales en aplicaciones muy exigentes tales como operación en ambientes de muy baja temperatura, donde los lubricantes convencionales de base parafínica (representan más del 90% de los aceites minerales en el mercado) tienen tendencia a formar cera, la cual tapona los conductos de lubricación en los equipos y reduce las propiedades lubricantes del aceite. Otra ventaja de los aceites sintéticos sobre los aceites lubricantes minerales es que el aceite mineral a altas temperaturas es afectado por altas ratas de oxidación, degradando el aceite a velocidades que incrementan las necesidades de cambio y mantenimiento de manera exponencial.

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LO QUE USTED NECESITA CONOCER PARA INICIARSE EN EL MUNDO DE LAS BOMBAS CENTRIFUGAS APLICADAS A LA INDUSTRIA PETROLERA

Los principales aceites sintéticos utilizados para lubricación son los PAOs (Polialfaoleofinas), los PAGs (Polialkalin Glicol), Diester y Silicón. Los PAOs (Polialfaoleofinas), son los aceites sintéticos más usados en la actualidad tienen un precio alto pero moderado, excelente rendimiento con un reducido número de desventajas. Las ventajas de los PAOs son: 

Su alta resistencia a la oxidación;



Gran estabilidad en presencia de agua;



Muy buena estabilidad térmica;



Alto Índice de Viscosidad (VI).

Este aceite resulta una muy buena selección para lubricar equipos que trabajan a temperaturas extremas, tanto a altas como a bajas temperaturas. Los principales aspectos negativos de los PAOs son: 

Su alto precio;



La poca solubilidad con otros productos, como por ejemplo los aditivos.

Los aceites sintéticos PAGs (Polialkalin Glicol) tienen las siguientes ventajas:

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

resistencia a la oxidación;



Alta estabilidad térmica;



Alto Índice de Viscosidad (IV);



Excepcional solubilidad. Por esta capacidad de solubilidad es usado como aditivo en los aceites sintéticos PAOs con la finalidad de ayudar a la dilución del paquete de aditivos necesarios en estos aceites;



Excelente detergencia.

Los principales aspectos negativos Diesters son al igual que los PAGs : 

Alto costo;



Tendencia inestable.

a

ser

de

los

hidrolíticamente

Los aceites sintéticos a base de Silicón destacan por: 

Alto Índice de Viscosidad (IV);



Alta estabilidad térmica;



Muy buena resistencia a la oxidación.

Las principales desventajas de este aceite lubricante son:



Excelente resistencia a la oxidación;



Estabilidad térmica;



Altísimo precio;



Alto Índice de Viscosidad (IV);





Gran capacidad de carga de la película lubricante;

Poca capacidad para soportar cargas de deslizamiento, debido a su baja tensión superficial.



Bajo coeficiente de fricción, lo que genera ahorros en la energía consumida;



Poca tendencia a generar residuos que pudiesen convertirse en depósitos indeseables.

Las principales desventajas de este aceite sintético son: 

Costo alto;



Tendencia a ser hidrolíticamente inestable (tendencia a reaccionar con el agua).

Las propiedades de los aceites sintéticos Diesters es similar a la de los PAGs tienen como ventajas:

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Al igual que en las grasas se realizó un estudio comparativo de los costos del aceite mineral con los costos de los aceites sintéticos. Para el análisis se utilizó como base de referencia un aceite mineral estándar al cual se le asignó el valor de uno (1), para comparar su precio el precio de los principales aceites sintéticos. La tabla N° 12-2 muestra la comparación entre los diferentes tipos de aceites. Como ya se observó en el caso de las grasas la principal desventaja de los aceites sintéticos, tal como lo indica la tabla 12-2 son los costos de los productos. La diferencia del costo del aceite mineral con el más económico de los aceites sintéticos, en este caso los PAOs, es de 3 veces la de un aceite mineral, el que lo sigue que es el PAG tiene un costo relativo de 5 veces. El de mayor precio y rendimiento son los aceites sintéticos en base a Silicón.

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

Antiespumantes: Cambian la tensión superficial de lubricante para facilitar la ruptura de las burbujas de aire;



Extrema Presión (EP): Forman una capa protectora entre las superficies en movimiento ayudando al lubricante a soportar la carga.

No se profundizará mucho más en las características de los diferentes aditivos ya que esta fuera del alcance del libro. Tabla 12-2.- Muestra la comparación entre los costos entre el aceite mineral y los diferentes aceites sintéticos.

12.3.3.- ADITIVOS PARA ACEITES LUBRICATES Los aceites lubricantes modernos para aplicaciones industriales poseen un alto grado de contenido de aditivos que mejoran las propiedades y alargan la vida del aceite en servicio. Los aditivos son agregados tanto a los aceites lubricantes minerales como a los aceites sintéticos. Los tipos y cantidades de aditivos a incluir en los lubricantes dependen del servicio previsto para el aceite. Los aditivos se agregan en los lubricantes como: 

Elementos Detergentes: y dispersantes, utilizados para suspender las partículas indeseables, controlar depósitos de sucio y prevenir corrosión;



Antidesgaste: Para prevenir el desgaste excesivo en situaciones de lubricación limite por lo general se usa el Bisulfuro de Zinc como aditivo;.



Antioxidantes: son elementos que reaccionan con el exceso de oxigeno evitando la reacción química del aceite o sus componentes con el oxígeno y de esta forma retarda la formación de ácidos corrosivos;



Mejoradores del Índice de Viscosidad: Para garantizar una viscosidad de trabajo uniforme a las diferentes temperaturas de operación;



Inhibidores de Corrosión: Son elementos que reaccionan con los agentes corrosivos y contribuyen a pasivarlos;

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En la Industria Petrolera los principales métodos de lubricación son la lubricación por Baño de Aceite, lubricación por Anillo de Aceite, lubricación Forzada y la lubricación por Neblina.

12.3.4.- LUBRICACION POR BAÑO DE ACEITE El sistema de lubricación por aceite más sencillo aplicado a las bombas centrífugas equipadas con cojinetes de elementos rodantes, es la lubricación por Baño de Aceite. En este sistema la caja de cojinetes tiene un reservorio en el cual se mantiene un nivel de aceite que cubre por completo o a medias las esferas inferiores del cojinete de elementos rodantes. La figura N° 12-8 muestra el diagrama de una cajera de cojinetes para el sistema de lubricación por baño de aceite. En ella es posible observar que el nivel de aceite contenido en la cajera de cojinetes cubre la parte inferior del rodamiento en un baño permanente de aceite lubricante al cojinete, de allí su nombre.

Figura N° 12-8.- Diagrama de un cojinete lubricado por baño de aceite. Fuente: www.reliabilityweb.com/ee-assets/my-uploads/a...

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El nivel de aceite lubricante es mantenido, usualmente, mediante un lubricador de nivel constante del tipo botella. Esta botella debe ser de vidrio resistente al calor, cubierta por una malla metálica, protectora y debe tener capacidad de al menos 120 mL (4 onzas). En bombas de procesos desarrolladas partir de mediados de los años ochenta del siglo XX, se popularizó la eliminación de los lubricadores o botellas de lubricación, ya que este componente representa otro renglón que puede fallar al atascarse romperse y dar una perfección errónea del nivel real de lubricante existente en la bomba. Se sustituyó por un simple indicador de nivel, tipo “ojo de buey”, que en ocasiones tiene una un buen tamaño para facilitar la lectura. Este indicador de nivel tiene marcas para indicar cuando es necesario proceder a la reposición del aceite lubricante. La figura N° 12-9 muestra el diagrama de un indicador de nivel tipo “ojo de buey” instalado en la cajera de cojinetes de una bomba centrifuga de procesos.

Figura N° 12-9.- Diagrama de los indica-dores de nivel tipos ojos de buey. Fuente: http://mid-states-sales.com/product_detail.cfm/......

Otra mejora introducida en esta época es el incremento de la capacidad de las cajeras de cojinetes e incorporar aletas en la parte externa de la carcasa, ambas acciones con la finalidad de facilitar la disipación del calor transmitido al aceite lubricante. Con estas mejoras se reemplazan los sistemas de enfriamiento por circulación de agua que se aplicaba en las cajeras de cojinetes en bombas de procesos. Por ser un sistema de lubricación simple y que requiere JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

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un mínimo de equipos es muy usado en bombas de baja energía aplicadas en servicios poco severos. La norma ASME B73.1, establece como sistema de lubricación preferencial la lubricación por inundación o baño de aceite. En la práctica existen dos problemas comunes en este tipo de lubricación, el primero de ellos es el sobre nivel de aceite que puede producir espuma y sobre temperatura en el reservorio, debido al aumento de la fricción por mayor contacto del cojinete con el aceite lubricante. El otro problema observado es el bajo nivel que puede causar alta temperatura en el cojinete por disminución de la cantidad de aceite lubricante en contacto con el cojinete y pude producir hasta falla por insuficiencia de aceite. La figura 12-10 muestra el nivel correcto de aceite que se debe dejar en una bomba que posee el sistema de lubricación por baño de aceite.

Figura N° 12-10.- Diagrama del nivel de aceite correcto en una bomba con baño de aceite. Fuente: www.reliableplant.com/Read/22602/api-centrifu...

El rango entre el alto nivel de aceite y el bajo nivel de aceite es pequeño resultando esta una característica sensible de este tipo de lubricación. De acuerdo con los especialistas el nivel de aceite debe cubrir como máximo la parte media de las bolas o elementos rodantes que se encuentran en la parte inferior del cojinete. Como mínimo en el peor de los casos el nivel de aceite debe alcanzar la punta inferior de la bola que se encuentra en la parte inferior del cojinete.

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12.3.5.- LUBRICACIÓN POR ANILLO DE ACEITE El sistema de lubricación por anillo de aceite se utiliza para lubricar bombas centrífugas de mayor energía a las bombas donde se aplica baño de aceite, las cuales tienen cojinetes de mayor superficie, donde el sistema de baño aceite no es suficiente para lograr una buena lubricación y para retirar el calor generado en la superficie de los cojinetes. También es aplicado en sistemas con cojinetes radiales planos donde es necesario la circulación de un mayor flujo de aceite en las superficies activas del cojinete. Otra ventaja de este sistema de lubricación es que favorece la creación de una atmósfera que contiene partículas de aceite generadas por el movimiento del aceite lubricante en los anillo, lo cual inhibe la corrosión de la parte interna de la cajera de cojinetes. Dependiendo de la configuración el sistema puede ser integrado por un solo anillo de lubricación o por dos anillos, todo esto condicionado por las necesidades de aceite lubricante de las cajas de cojinetes. Los anillos de aceite son colocados perpendiculares al eje en el área próxima a los cojinetes radiales y de empuje. La lubricación por anillo de aceite funcionada de la siguiente forma: La punta de los anillos de aceite se encuentran sumergidas en el reservorio de aceite de la caja de cojinetes, cuando se acciona la bomba la rotación del eje mueve los anillos de aceite, transportando aceite desde el reservorio de aceite de la caja de cojinetes hasta el eje y los cojinetes. La figura N° 12-11 muestra una cajera de cojinetes para un sistema de lubricación por anillo de aceite.

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Como regla general se debe limitar la aplicación de lubricación por anillo de aceite a equipos con velocidades superficiales, en el eje donde se aplica el anillo, inferiores a 3.000 pies/minuto, por arriba de esta velocidad el aceite que sube por el anillo tiende a centrifugarse. El aceite movido por el anillo es recogido mediante deflectores, creando una atmósfera de aceite lubricando en cada cojinete, el aceite sobrante regresa al reservorio de la caja de cojinetes. El nivel de aceite es mantenido mediante un lubricador de nivel constante o botella. Para que el sistema funcione adecuadamente el anillo debe mantenerse sumergido entre 6 y 12 mm (1/4 a 3/8 de pulgada) en el interior del aceite. Los anillos son fabricados fundamentalmente de bronce y su diámetro debe ser de al menos 1,75 a 2,0 veces el diámetro del eje. El anillo debe ser perfectamente redondo, deformaciones y ovulaciones tan pequeñas como de 127m (0,005 pulgadas) hacen que el anillo tienda a atascarse y pierda Eficiencia, causando una disminución del flujo de aceite hacia los cojinetes originando en muchos casos una elevación de la temperatura de operación del cojinete, reducción de la vida de los cojinetes y hasta fallas. En algunas situaciones los anillos pueden dislocarse de las ranuras que los contienen a causa de vibración excesiva, bajo nivel de aceite en la cajera de cojinetes o deformación del mismo anillo, por esta razón se le colocan guías y topes en la cajera que obligan a los anillos a regresar a sus ranuras de trabajo. Las cajas de cojinetes para este sistema de lubricación, tienen ventanas de inspección para verificar el funcionamiento del anillo de aceite y si los anillos están posicionados adecuadamente.

12.3.6.- SISTEMA DE LUBRICACIÓN FORZADA

Figura N° 12-11.- Diagrama de un cojinete lubricado anillo de aceite. Fuente: www.gouldspumps.com/download_files/3700/GP_724-1_3700.pdf

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Para bombas centrífugas de altas cargas, alta energía y altas velocidades que por lo general son equipadas con cojinetes de empuje planos se debe aplicar un sistema de lubricación forzada, donde tanto el cojinete de empuje como los cojinetes radiales son alimentados por este sistema de lubricación. Estos sistemas de lubricación están en la clasificación de los sistemas hidrostáticos, donde la generación de la película de lubricación es

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ayudada por el suministro del lubricante a una determinada presión suministrada por una bomba externa. Debido a los niveles de energía que manejan este tipo de bombas la película de lubricación ejerce también una función en la rotodinámica al estabilizar el rotor de la bomba donde es un pilar fundamental en la estabilidad del rotor. La Figura N° 12-12 muestra el arreglo típico de una caja de cojinetes para el uso de la lubricación forzada.

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características constructivas del sistema de lubricación. En la figura B.10 se indica en un esquemático los principales componentes del sistema de lubricación y en la tabla B.1 se indican cuales elementos son opcionales y cuáles deben ser adicionados a las recomendaciones de la norma la ISO 10438-3. Las exigencias de la ISO 10438-3 son bastante completas e intentan dar características de robustez al sistema de lubricación, esta norma es idéntica a la norma API 614 “Lubrication, Shaftsealing and Oil-control Systems and Auxiliaries”, la cual era usada como referencia hasta la 8va edición del API 610. El direccionamiento básico del API 610 y de la norma ISO 10438-3 indican que el sistema debe tener un tanque de almacenamiento de aceite, una bomba de aceite lubricante accionada por la bomba centrífuga, una bomba auxiliar accionada con motor eléctrico, un enfriador para el aceite, un sistema de filtros dobles o “duplex”. La instrumentación para control y seguridad incluye una válvula de seguridad y de retención para cada bomba, interruptores de presión, indicadores de nivel del tanque, indicadores de presión e indicadores de temperatura.

Figura N° 12-12.- Diagrama del arreglo típico de una cajera de cojinetes para lubricación forzada. Fuente: Pump Hand Book-Igor J. Karassik, Joseph P. Messina, Paul Cooper, Charles C. Heald-McGraw Hill-Third Edition-2001.

En el diagrama es posible observar la bomba de lubricación principal que es accionada por el eje de la bomba centrífuga. Estas bombas son de tornillos o de engranajes. En el diagrama también son presentados los cojinetes radiales planos y los cojinetes de empuje de zapatas pivotantes. Existen varios arreglos ya estandarizados a nivel industrial para los sistemas de lubricación forzada para bomba centrífugas, el más usado en la Industria Petrolera es el recomendado en el API 610/ISO 13709 11ava Edición, en el anexo B, “Cooling water and lubrication system schematics”, específicamente en la figura B.8 y la tabla B.1. En el API se pide que el sistema de lubricación forzada debe cumplir también con los lineamientos de la ISO 10438-3 “Petroleum, petrochemical and natural gas industries Lubrication, shaft-sealing and control-oil systems and auxiliaries -Part 3: General-purpose oil Systems”. En esta norma se profundiza en las JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

El tanque de almacenamiento debe ser fabricado en acero inoxidable austenítico, con un tiempo de retención de al menos tres minutos, equipado con un indicador de nivel protegido o blindado preferiblemente del mismo material de fabricación del tanque. Para facilitar el flujo a través del tanque y dar garantía de suficiente tiempo de circulación y retención se deben colocar deflectores y pantallas dentro del tanque. El fondo del tanque debe ser construido con una inclinación de 20 mm/m (0,25 pulgada/pie), además debe estar equipado con drenaje, respiradero protegido con maya y elemento de filtración para prevenir la ingestión de humedad y partículas extrañas. Los tanques para suministro de aceite de emergencia o “run down tank” pueden ser especificados para este tipo de sistemas, sin embargo no están indicados como equipo obligatorio. Este sistema de lubricación forzada incluye al menos dos bombas para la circulación del aceite una principal accionada por el eje de la bomba y una auxiliar generalmente accionada por motores eléctricos, la cual asegura un suministro continuo de aceite lubricante en caso de falla de la bomba principal. La Figura N. 12-13 muestra como es

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arreglo de un sistema de lubricación construido bajo las especificaciones del API 610/ISO 13709.

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adicionalmente indica que si es especificado el arreglo de enfriadores puede ser doble. Haciendo la acotación de que cada enfriador debe tener capacidad para trabajar con la carga térmica total del sistema. Tanto la bomba principal como la bomba auxiliar poseen válvulas de alivio o de seguridad que descargan al tanque principal. El sistema estándar está equipado con indicadores de presión, indicadores de flujo (sobre todo en la línea de drenaje). Por lo general tiene alarma por alta presión diferencial de los filtros, por baja presión de aceite lubricante y finalmente paro por baja presión de aceite. En el 95% de las aplicaciones típicas de la Industria Petrolera donde es necesario un sistema de lubricación forzada para bombas centrífugas es suficiente con la utilización del arreglo recomendado por el API 610/ISO 13709 y la ISO 10438-3.

12.3.7.- LUBRICACIÓN POR NEBLINA Figura N° 12-13.- Diagrama de un sistema de lubricación forzado. Fuente: PUMP MAINTENANCE HANDBOOK, Lubrication Systems for Rotating Equipment, BY SCOTT HANSEN AND SAM HOPKINS

La bomba principal es de desplazamiento positivo y está instalada en el eje de la bomba a la cual lubrica. Los tipos de bomba más usados son las de engranajes y las de tornillos. Para velocidades menores a 1.800 RPM las bombas de engranajes ofrecen buen rendimiento, para velocidades mayores la mejor selección son las bombas de tornillos. El API 610 manifiesta que a nivel de industria los aceites lubricantes más usado tiene viscosidades ISO VG de entre 32 y 68. La norma exige que los filtros deben ser dobles o “duplex”, con cartuchos reemplazables, resistentes a la corrosión un micronaje de 10m, equipados con válvulas de transferencia para hacer el cambio de filtro sin parar el proceso. El sistema de filtrado no debe tener derivación o “Bypass” automático en caso de ensuciamiento del filtro. Para acompañar e indicar el ensuciamiento del filtro la norma recomienda instalar un indicador de presión diferencial. La tubería tanto de circulación como de retorno de aceite debe ser tuberías sin costura, fabricada en acero inoxidable 304, 316 o equivalente. Los enfriadores deben ser capaces de mantener la temperatura del aceite en 50 °C (120 °F),

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La Lubricación por Neblina o “Oil Mist” es un sistema de lubricación en la cual se utiliza una mezcla de aire y aceite a presión que se inyecta como un aerosol directamente en el interior de la caja de cojinetes. Los sistemas de Lubricación por Neblina o “Oil Mist” fueron desarrollados en Europa en la década de los años 30 del siglo XX, para lubricar los molinos giratorios de alta velocidad utilizados en las siderurgias y procesadoras de metales. Estos molinos eran difíciles de lubricar con grasa, ya que la grasa se centrifugaba o con aceite ya que los molinos se recalentaban con la fricción y degradaban el aceite lubricante a un ritmo mayor al esperado. Los sistemas de Lubricación por Neblina se han popularizado desde mediado de los años 50 del siglo XX, debido a que representan un buen balance entre los costos de inversión inicial, los costos de mantenimiento y la efectividad del sistema. El sistema de Lubricación por Neblina consiste en una unidad generadora de Neblina con compresor de aire (en la actualidad se generalizó el uso del aire de instrumentos de las plantas), filtros, tanques de aceite, tuberías para transportar la neblina, instrumentación, reclasificadores, boquillas de distribución y bombas auxiliares. De la unidad generadora de neblina parten las tuberías para la distribución de la neblina y llegan las tuberías de retorno del aceite condensado.

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En la década de los años ochenta se generalizó el uso de los recursos de aire de instrumento centralizado disponible en las plantas de procesos, logrando el reemplazo de los compresores dedicados para cada generador de neblina. Esta sustitución solo es posible en plantas donde el aire para instrumento o servicios esté disponible, en sistemas para plantas pequeñas o sistemas aislados se continúa utilizando el compresor como parte del sistema de generación de neblina. En los desarrollos iniciales de los generadores de neblina los compresores representaban el punto débil del sistema causando el paro de los sistemas si su confiabilidad era baja o la política de mantenimiento inadecuada, lo que dio una reputación con opiniones divididas entre los usuarios. La figura 12-14 muestra una consola de Lubricación por Neblina con las tuberías de distribución y colector ecológico.

Figura N° 12-14.- Consola de generación de Neblina para lubricación. Fuente: www.oilmistinstitute.com/imagens/image/....

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importante de equipos, sin embargo la disponibilidad de los sistemas que no tienen compresores de aire(los sistemas que usan el aire del sistema general de aire de instrumentos) es altísima, complementada con el uso de sistemas de redundantes. Por ejemplo, las consolas tienen dos tanques de aceite uno principal y otro auxiliar para facilitar el mantenimiento del tanque principal sin necesidad de parar la unidad, además que los sistemas de aire centrales permiten la continuidad de operación del sistema durante varios minutos luego de un paro del sistema, debido a los volúmenes de neblina y de aire contenidos en las tuberías. Las gotas o la mezcla aire-aceite generadas por el sistema de Lubricación por Neblina son transportadas por un sistema de tuberías a los puntos de lubricación. Las tuberías principales por lo general son de dos (2) pulgadas de diámetro, fabricadas normalmente con hierro galvanizado, roscadas y unidas con conexiones en T donde se colocan los ramales de distribución que son de ¾ de pulgada de diámetro. Las tuberías finalizan en la proximidad de los equipos a lubricar, en un múltiple donde se fijan las tuberías de acero inoxidable y los reclasificadores que llevan la neblina a las cajas de cojinetes. Los reclasificadores son unas boquillas que regulan el flujo de Neblina a cada cojinete, este volumen va a depender de las características y diámetro de la boquilla de cada reclasificador y de las necesidades de aceite de cada punto de lubricación. La figura N° 12-15 muestra el esquema de cómo sería el arreglo de tuberías para transportar la neblina a los equipos a lubricar.

La neblina lubricante es la dispersión de pequeñísimas gotas con tamaño de 1 a 3μm (entre -4 -3 4x10 y 12x10 pulgadas) suspendidas en el aire en una relación aire-aceite de 200.000 a 1. Esta relación aire-aceite hace que la mezcla se encuentre por debajo de los límites de inflamabilidad. El sistema tiene muchas ventajas que favorecen su uso. Una sola consola puede atender un número importante de equipos, como por ejemplo en el área de proceso de una planta química o una refinería una consola puede generar la neblina lubricante para todas las bombas del sistema, incluyendo los motores eléctricos, turbinas a vapor (pequeñas) y cajas de engranajes. Una desventaja evidente es que si falla el sistema de generación de Neblina afecta a una población

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Figura N° 12-15.- Diagrama de tuberías para de transporte de Neblina. Fuente: www.machinerylubrication.com/read/326/......

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La instalación del sistema de Lubricación por Neblina es crítico respecto a otros elementos del sistema. Si el sistema de distribución no es instalado correctamente y/o las juntas no están suficientemente ajustadas se propician las fugas y perdidas de fluidos en las tuberías de neblina, el gradiente de inclinación y los soportes para sostener las tuberías también son determinantes para el buen funcionamiento. La inclinación para ayudar al desplazamiento de la neblina y los soportes evitan deformaciones y la flexión en los tubos que favorecen la formación de bolsas de aceite lubricante que interrumpen el flujo de la neblina.

el sistema si lo considera necesario, solamente el API 610 establece unos cuidados específicos para reducir la temperatura a nivel de los cojinetes para servicios a altas temperaturas, específicamente cuando la temperatura superar los 300 °C (570 °F).

El sistema de Lubricación por Neblina posee multipuntos de inyección que trabajan a baja presión, por el orden de 5 kPa (20 pulgadas de H2O). La presión positiva en la cajera de cojinetes evita la entrada de humedad y garantiza la impregnación de los cojinetes con la neblina de aceite.

Por las características del diseño los sistemas de Lubricación por Neblina utilizan menos aceite que los sistemas convencionales. Un estudio realizado en el estado Norte Americano de Texas determinó que es posible extender la vida de los cojinetes hasta en tres veces más que la vida esperada con los sistemas tradicionales.

El sistema provee venteos en la parte posterior de los cojinetes con lo que se garantiza que el aceite pase a través de todos los cojinetes. Un drenaje en el fondo de la caja de cojinetes permite drenar el aceite que se va condensando. La figura N° 1216 muestra como es el flujo de Neblina en la caja de cojinetes de una bomba API 610.

Entre las principales ventajas de este sistema está que crea en el interior de la caja de cojinetes un ambiente libre de contaminación y con una Neblina de aceite que permite retirar calor de los cojinetes.

La discusión entre los usuarios actuales es que estos sistemas requieren más atención que un sistema tradicional, sin embargo la tecnología de Lubricación por Neblina de aceite o “Oil Mist” es madura y depurada. Los sistemas de Lubricación por Neblina de aceite o “Oil Mist” actuales poseen alarmas, instrumentos de control y otros recursos que minimizan las paradas imprevistas y la falla de los sistemas. Existen esencialmente dos tipos de sistemas para la Lubricación por Neblina de aceite: 

El sistema de Neblina Pura o “Pure Mist”;



El sistema de Neblina por Purga o “Purge Mist”.

12.3.7.1.- Lubricación por Neblina Pura o “Pure Mist”

Figura N° 12-16.- Diagrama mostrando el flujo de Neblina en una cajera de cojinetes. Fuente: www.reliability web/...../0609/lubrication.jpg

El sistema de Lubricación por Neblina no es un sistema obligatorio en lo referente a las normas API 610/ISO 13709 y la ASME B73.1. Ambas normas dejan al usuario en libertad de especificar

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El sistema de Lubricación por Neblina Pura o “Pure Mist” es el sistema de Lubricación por Neblina más usado es aplicado fundamentalmente a bombas equipadas con cojinetes antifricción. El sistema consiste en el suministro de neblina lubricante directamente a los cojinetes, es decir que no se mantiene un nivel de aceite en las cajeras de cojinetes, también son eliminados los anillos de lubricación, los lubricadores (botellas para mantener el nivel de aceite) y los deflectores de aceite. El aceite entra a la cajera de cojinetes, lubrica los cojinetes, luego se condensa en la

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cajera y es drenado por el fondo de la cajera al colector ecológico. La Figura N° 12-17 muestra el diagrama de una bomba de succión frontal equipada con un sistema de Lubricación por Neblina Pura.

Figura N° 12-17.- Diagrama de bomba con Lubricación por Neblina Pura. Fuente: Centrifugal Pump Handbook_Antifriction Bearings in Centrifugal Pumps_By Ed Nelson.

El sistema de Lubricación por Neblina Pura favorece el mantenimiento de las propiedades del aceite lubricante prolongando su vida útil, ya que al limitar la exposición del aceite a las altas temperaturas relativas a periodos muy cortos de tiempo, lo que desacelera la pérdida de las propiedades y la oxidación del aceite. La figura 1218 muestra una bomba centrífuga con sus conexiones para Lubricación por Neblina Pura.

Figura N° 12-18.- Diagrama de una bomba centrífuga lubricada con Neblina Pura. Fuente: oilmistinstitute.com

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Para el suministro de la neblina lubricadora a las cajeras de los cojinetes se deriva la línea de lubricación del múltiple hasta los reclasificadores instalados en cada cojinete. Los reclasificadores son boquillas de acero inoxidable que están dimensionadas para suministrar diferentes cantidades de neblina a las cajeras de cojinetes y de esta manera satisfacer las necesidades de neblina de cada cojinete. Para recoger el aceite que se condensa y que es drenado de la cajera de cojinetes se instala una botella o recipiente ecológico en el drenaje. En la figura 12-18 se observan los reclasificadores, el drenaje del fondo de la caja de cojinetes y el colector ecológico. La Lubricación por Neblina Pura es ampliamente usada para preservar equipos fuera de servicio como es el caso de los equipos que necesitan ser almacenados por largos periodos a la espera de ser instalados en alguna planta de procesos o refinería en construcción. También esta situación se presenta cuando una planta es retirada de servicio temporalmente por no necesitarse o para realizar reparaciones mayores y prolongadas en algunos equipos principales. De hecho algunas normas y prácticas de ingeniería como la API RP 686 en la sección 3.2.3 “General Instructions—Jobsite Protection” da como una opción válida el uso del “Oil Mist” en proyectos de cierta magnitud cuando más de 10 piezas deben estar almacenadas por más de seis meses esperando su instalación. La figura 12-19 muestra como ejemplo de cómo puede ser instalado el sistema de Neblina pura en una bomba almacenada.

Figura N° 12-19.- Bomba almacenada mostrando un sistema de protección con Niebla Pura. Fuente: oilmistinstitute.com

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Como se observa en la figura 12-19 el sistema es muy sencillo de instalar en una bomba que se encuentra almacenada, ya que no es necesario desmontar el equipo lo que en algunos casos origina problemas debido a complicaciones con la reinstalación de las piezas y perdida de componentes, adicionalmente los equipos a preservar con esta técnica no requieren ser preparados especialmente por ejemplo llenar las cajas de cojinetes y carcasas con aceite anticorrosivo u otro tipo de fluido de preservación. Estos dos aspectos permiten que el equipo almacenado esté listo para su instalación inmediata sin necesidad de preparación adicional.

12.3.7.2.- Lubricación por Neblina por Purga o “Purge Mist” En los sistemas de Lubricación por Neblina de Purga al igual que en los sistemas de Niebla Pura o “Pure Mist” se inyecta la Niebla lubricante por medio de boquillas o reclasificadores a los cojinetes. La diferencia que tiene este método con el de del Lubricación con Neblina Pura es que se mantiene el nivel de aceite en la cajera de cojinetes, así como los deflectores, los lubricadores y anillos de lubricación. La figura N° 12-20 muestra el diagrama de una bomba de succión frontal equipada con un sistema de Lubricación por Neblina de Purga o “Purge Mist”, allí es posible observar que se mantiene el nivel de aceite en la caja de cojinetes de la bomba, así como el deflector para el salpicado.

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Este arreglo es comúnmente usado en bombas que están equipadas con cojinetes de deslizamiento o planos y en equipos dotados con cojinetes de rodamientos donde es difícil lubricarlos apropiadamente. Este flujo de aceite adicional no puede ser suministrado por ninguno de los arreglos de boquillas y de conexiones del sistema de Lubricación por Niebla Pura por esta razón se mantienen el nivel de aceite, los anillos de lubricación y el nivel de aceite para aumentar el flujo de aceite lubricante hacia los cojinetes. En la experiencia industrial este sistema de Lubricación por Neblina de Purga requiere bastante atención por parte del mantenimiento, debido a que por no ser vital la neblina para el funcionamiento de los cojinetes es descuidado por los operarios y mantenedores, ya que se mantiene el nivel de aceite en las cajeras; así como los anillos y deflectores, el mal funcionamiento del sistema de “Oil Mist” no genera una falla inmediata, pero desvirtúa el sentido de su utilización y elimina las posibles ventajas que significa su uso.

Figura N° 12-20.- Diagrama de bomba equipada con un sistema de Lubricación por Neblina de Purga. Fuente: Centrifugal Pump Handbook_Antifriction Bearings in Centrifugal Pumps_By Ed Nelson.

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13.- ACOPLAMIENTOS

espaciador en caso de una falla de los elementos flexibles.

Los acoplamientos son los elementos mecánicos que se utilizan para transmitir la potencia entre el componente accionador y la bomba, uniendo sus ejes, adicionalmente por su diseño absorbe la desalineación que se produce entre el equipo impulsor y la bomba centrífuga.

Ellos recomiendan que los cubos de los acoplamientos sean fabricados en acero además de que tienen que ser asegurados con chavetas a los ejes. El dimensionamiento de la capacidad del acoplamiento debe ser para la máxima potencia del equipo impulsor incluyendo el factor de servicio.

En esta sección no se describirá en detalle cada uno de los diseños de acoplamiento, disponibles en el mercado porque escapan a los objetivos del libro, sin embargo se describirán los diseños más usados actualmente en la Industria Petrolera.

La norma API 610 establece que para ejes con diámetros mayores a 60 mm (2,5 pulgadas) y si es necesario remover los cubos de los acoplamientos para hacer mantenimiento a los sellos y cojinetes, es recomendable que el montaje de los cubos sea en un eje cónico, con una conicidad de 60 mm/m (0,75 pulgadas/pie). La norma da libertad para que si es especificado se pueden usar acoplamientos montados hidráulicamente.

El acoplamiento de una bomba es un componente olvidado y realmente poco tratado, dejando toda la responsabilidad de su selección al fabricante de la bomba o a la empresa que ensamble el paquete de equipos. Para servicios que requieren potencia por debajo de 186 kW (250 HP) y cuando las bombas son accionadas por motores eléctricos en servicios básicos, la selección de los acoplamientos no es realmente crítica. Cundo las bombas centrífugas son accionadas por motores eléctricos los factores de servicio para la selección de acoplamientos son de 1,3 a 1,5, para servicios especiales como el de alimentación de calderas o servicios de crudo o hidrocarburos calientes se deben usar factores de servicio entre 1,7 y 2,0 o mayores. Es importante definir en la hoja de datos y en las especificaciones, en el renglón correspondiente a los acoplamientos, si se desea la utilización de espaciadores para facilitar el desmontaje de los sellos mecánicos y cojinetes, sin necesidad de mover el motor o la bomba. Estos espaciadores aumentan la capacidad del acoplamiento para absorber los esfuerzos generados por la desalineación. Las bombas fabricadas bajo la norma API 610/ISO 13709 11ava Edición, tienen una sección dedicada a los acoplamientos y guarda acoplamientos, la sección 7.2. “Copling and guards”. En esta sección se indica que el acoplamiento y el guarda acople deben ser suministrados y montados por el fabricante del grupo de bombeo. Todos los acoplamientos deben poseer espaciadores con una longitud de al menos 125 mm (5 pulgadas) de longitud, con elementos flexibles resistentes a la corrosión. El diseño debe permitir la retención del JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

Indica también que todos los acoplamientos deben tener guarda-acoples removibles y que al ser removidos no causen desmontaje parcial de la bomba o accesorios. Para evitar accidentes o heridas al personal por las partes móviles los guarda acoples deben ser cerrados y construidos con la suficiente rigidez para evitar contacto con las partes en movimiento en condiciones de carga. Según el API 610 los guarda-acoples deben ser fabricados de láminas sólidas de acero, latón o compuestos no metálicos, con una puerta o ventana para inspección, la norma prohíbe la utilización de los guarda-acoples hechos con maya o perforados. La figura 13-1 muestra la fotografía de un acoplamiento flexible mostrando las partes principales que son los cubos que lo unen a los ejes, los espaciadores que facilitan el mantenimiento, los elementos flexibles que absorben la desalineación y los pernos que unen el conjunto de partes. La norma ASME B73.1 no hace ninguna mención a los acoplamientos, sin embargo de forma general es conveniente indicar que los guarda-acoples deben ser solicitado cuando se especifica una bomba, ya que es necesario por razones de seguridad. Es conveniente también que se especifique el material óptimo del guarda-acoples, para potencias medias y altas debe ser de acero, diseñado para estar fijo al "skid" de la bomba mediante tornillos y con compuerta de inspección. Los guarda-acoples fabricados con láminas de aluminio o en fundición

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de aluminio son aceptados cuando se requieran guarda-acoples antichispa.

Figura N° 13-2.-

Cuadro comparativo entre los diferentes diseños de acoplamientos.

Fuente: Manual Básico de Bombas, por José Acosta, 1995

Figura N° 13-1.- Fotografía de un acoplamiento mostrando sus partes. Fuente: http://www.delzer.com/rex/2024.pdf

En las bombas verticales se utilizan los acoplamientos rígidos ajustables axialmente. Por la configuración de la bomba este acoplamiento debe ser más rígido que flexible para transmitir la carga axial generada por la bomba, adicionalmente estos acoplamientos deben ser ajustables axialmente para posicionar adecuadamente los impulsores en los tazones de la bomba. Los acoplamientos más usado en la actualidad en las bombas centrífugas son los acoplamientos de engranaje, los de resortes de agarre continuo, los elastoméricos los de láminas metálicas y los acoplamientos de diafragma. La figura N° 13-2 muestra un cuadro comparativo con tres de los tipos de acoplamientos más utilizados los acoplamientos elastoméricos, los de láminas y los acoplamientos dentados. El cuadro comparativo contrasta parámetros como la rigidez torsional, tamaño relativo, comportamiento ante las temperaturas, mantenimiento, velocidad, necesidad de lubricación, etc. Es de destacar en esta figura que los acoplamientos secos de láminas metálicas presentan muchas más ventajas que otros tipos de acoplamientos en servicios industriales, sin embargo en la práctica su precio más es mayor que el de los acoplamiento elastoméricos ellos son aplicados principalmente en bombas centrífugas de mediana y alta energía.

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Una referencia excelente para la verificación del tipo de acoplamiento a instalar en una bomba es el diagrama presentado en la figura N° 13-3, la cual fue tomada de los manuales de referencia de las guías de tribología de Michael Neal. El diagrama combina la relación Potencia/Velocidad (P/RPM), es decir torque con la velocidad de la máquina en la cual el acoplamiento esta o será instalado. En el eje vertical tenemos el Torque y en el eje horizontal la velocidad del equipo, da como resultado una serie de áreas que establecen los límites de trabajo de los diferentes diseños de acoplamiento. El diagrama establece tres áreas de trabajo un Área General designada como “General Engineering” (equipos pequeñas y de baja potencia), un Área de Flexibilidad en Torsión designada como “Flexible in Torsión” (equipos de mediana energía) y un Área de Alta Potencia y Velocidad designada como “High Power and Speed” (equipos de alta potencia). Por ejemplo, si se tiene una bomba centrífuga accionada por un motor eléctrico de 745 kW (1.000 HP) que gira a una velocidad de 3.600 RPM, el torque resultante es 0,28 HP/RPM, cuando se entra al diagrama de la figura 13-3 el servicio queda en la Área de Alta Potencia y Velocidad (High Power and Speed), resultando viable en esta aplicación el uso de acoplamientos flexible de láminas, acoplamientos flexibles de diafragma y acoplamientos de engranajes. A continuación se hace una descripción breve de los principales diseños de acoplamientos usados en las bombas centrífugas aplicadas en servicios de la Industria Petrolera, como los acoplamientos de engranajes, acoplamientos de rejilla de agarre continuo, acoplamientos elastoméricos y acoplamientos de discos metálicos.

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Figura N° 13-3.-

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Diagrama que referencial que define los límites de rendimiento para los diseños comerciales de acoplamientos.

Fuente:Triboloby Handbook, 3ra edition, Mike Neal

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Para la bombas de baja y mediana energía donde no se aplican acoplamientos fijados hidráulicamente la interferencia recomendada entre el eje de la bomba y el cubo del acoplamiento debe estar en el orden de 7,6 a 12,7 m (0,0003 a 0,0005 pulgadas), aplicando esto para la mayoría de las bombas de uso general que giran a velocidades hasta 3.600 RPM. En equipos de alta energía la interferencia puede llegar hasta 63, 5 m (0,0025 pulgadas) por cada pulgada de diámetro del eje donde es instalado el acoplamiento, cuando se usan dispositivos hidráulicos para la instalación y desmontaje del acoplamiento

suministro de lubricación forzada de aceite lubricante.

13.1.- ACOPLAMIENTOS DE ENGRANAJES

Figura N° 13-4.- Diagrama en corte de un acoplamiento metálico de engranajes. Fuente: http://wb7.itradermarket.com/pdimage/58/.............

Los acoplamientos flexibles de engranajes eran hasta hace algunos años, hasta mediados de los años 70, del siglo XX los acoplamientos más populares en aplicaciones industriales de media y alta potencia, sobre todo en los servicios de refinería. Se aplicaban en potencias medias y altas, por su robustez, por la capacidad para manejar altos torques, por la resistencia al fuego y a las altas temperaturas. En los acoplamientos de engranajes los cubos fijos a los ejes (Hubs) son dentados tipo engranaje y hacen juego con unas cubiertas dentadas que engranan en los cubos transmitiendo de esa forma el torque desde el equipo impulsor. En los acoplamientos de engranajes la desalineación es absorbida mediante el movimiento relativo de los dientes de los cubos y los dientes de las cubiertas. Para el funcionamiento efectivo del acoplamiento es necesario siempre el suministro de lubricación para disminuir el roce y el desgaste de los dientes.

En la actualidad estos acoplamientos están en desuso en bombas de potencias medias y altas, ya que han surgido acoplamientos más modernos que ofrecen mayor rendimiento que exigen menos esfuerzo en el mantenimiento y no requieren lubricación para funcionar efectivamente.

13.2.- ACOPLAMIENTOS DE REJILLA DE AGARRE CONTINUO Estos acoplamientos constan de dos medio acoplamientos o cubos dentados que son unidos por una rejilla metálica o plástica, el material va a depender de los niveles de potencia de la aplicación. La figura N° 13-5 muestra el diagrama de un acoplamiento de rejilla de agarre continuo.

Dependiendo de los niveles de energía la lubricación puede ser por grasa o aceite. La figura N° 13-4 muestra el diagrama de un acoplamiento de engranajes. Este tipo de acoplamiento se puede aplicar de forma regular a velocidades hasta 3.600 RPM, en bombas de baja y mediana energía cuando son lubricados por grasa. Sobre esta velocidad y para bombas de alta energía los requerimientos de cuidado y mantenimiento se incrementan considerablemente por lo que es necesario el

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Figura N° 13-5.- Diagrama en corte de un acoplamiento rejilla de agarre continuo. Fuente: www.conbear.com/dc/imagens/products-powertrans-falk......

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En el acoplamiento de agarre continuo la transmisión de torque es hecha por los resortes o rejillas encajadas en los dientes de los cubos. Estas rejillas con su flexibilidad y su capacidad de deslizar entre los dientes de los cubos compensan la desalineación de los ejes.

En esta figura el acoplamiento tiene un elemento flexible que está constituido por una capa de goma en forma de neumático que puede ser construido en Neopreno o Vitón, lo que hace estos acoplamientos equipos sencillos, fáciles de mantener y de manipular.

Este tipo de acoplamiento tiene la ventaja de ofrecer rigidez torsional variable, lo cual es ideal para manejar y transmitir fuerzas de choque, por lo que son extensamente usados en equipos de baja velocidad y de acción reciprocante como es el caso de las bombas, motores reciprocantes y de desplazamiento positivo. En las bombas centrífugas se usan en equipos de baja y mediana energía, básicamente por su simplicidad y economía.

Los acoplamientos elastoméricos poseen formas diferentes como forma de estrella, forma de cilindros insertos en los medios acoplamientos, forma de neumáticos etc. También poseen arreglos y combinaciones de diferentes materiales y elastómeros, tales como Neopreno, Vitón, en oportunidades combinado con metales como aluminio y acero, así como otros compuestos. El diseño más común es el estilo envolvente o del tipo neumático, seguido por los de elementos dentados.

Estos acoplamientos son lubricados por grasa y vienen equipados con elastómeros y sellos para retener la grasa dentro del acoplamiento. Una falla común en los acoplamientos de rejilla de agarre continuo es la rotura de la rejilla o desgaste de los dientes por la pérdida de la grasa lubricante, debido a la rotura o degradación de los sellos que retienen la grasa.

13.3.- ACOPLAMIENTOS ELASTOMÉRICOS

Como regla general, se debe limitar la aplicación de los acoplamientos elastoméricos a servicios libres de ácidos, aceites lubricantes y de otros agentes agresivos que pudiesen atacar el material de los elastómeros, así como para servicios a temperaturas moderadas. La figura N° 13-7 muestra el diagrama de un acoplamiento elastomérico donde el elemento flexible se inserta envolviendo los cubos.

En la actualidad, en las bombas de baja potencia se están usando extensamente los acoplamientos elastoméricos, principalmente por la versatilidad, bajo costo relativo y mantenibilidad. El acoplamiento elastomérico consiste como casi todos los acoplamientos de dos cubos o medio acoplamientos, los cuales están unidos en este caso por un elemento de caucho, goma u otro compuesto elastomérico. La figura 13-6 muestra un acoplamiento elastomérico.

Figura N° 13-7.- Diagrama en corte de un acoplamiento elastomérico. Fuente: Presentacion de Lubriflex_Power_flex

Figura N° 13-6.- Diagrama en corte de un acoplamiento elastomérico tipo neumático. Fuente: http://www.kaypeeudaipur.com/imagens/products/elastomer .....

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La aplicación de este tipo de acoplamiento se limita a bombas centrífugas de baja y mediana energía no mayor a 372 kW (500 HP). Cuando estos acoplamientos se aplican en equipos de mayores potencias existe la tendencia del elastómero a fatigarse en tiempos menores a los previstos, esto depende de la calidad y diseño del acoplamiento.

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13.4.- ACOPLAMIENTO FLEXIBLE DE LAMINAS METÁLICAS Para bombas centrífugas de media y alta energía, y en aplicaciones de alta velocidad se están usando ampliamente los acoplamientos de discos metálicos o de láminas metálicas también llamados “Disc Pack Coupling”, no lubricados. El uso de este acoplamiento se ha extendido en la Industria Petrolera sobre todo en el área de refinación y de plantas de procesos. Los acoplamientos de láminas flexibles tiene muchas ventajas sobre otros diseños de acoplamientos, las principales ventajas son descritas a continuación: 

Son libres de mantenimiento ya que no requieren lubricación;



Transmiten pocos esfuerzas a los ejes, debido a su bajo peso relativo y a que son sencillos de balancear;



Son muy robustos garantizando periodos largos de servicios con bajos índices de fallas;



Los principales diseños tienen dispositivos de seguridad que evitan la soltura de los espaciadores.

Estos acoplamientos están constituidos fundamentalmente por una serie de discos metálicos elásticos, que tienen formas diferentes de acuerdo a los esquemas establecidos por los distintos fabricantes. Los discos son preparados en dos paquetes que son aplicados a cada medio acoplamiento mediante los pernos de fijación de los medios acoplamientos al espaciador. La figura N° 13-8 muestra como es la forma de las láminas que se instalan en los acoplamientos de láminas flexibles.

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La cantidad de láminas metálicas puede proveer más o menos flexibilidad al acoplamiento y dar la capacidad para absorber la desalineación del conjunto, por lo general ya es establecida por el fabricante del acoplamiento de acuerdo a las características del sistema. Los acoplamientos de láminas metálicas se han estandarizado en los servicios de mediana y alta energía, reemplazando los acoplamientos de engranajes debido a que no necesitan lubricación lo que los hace libre de mantenimiento. Ellos dan mayores ventajas en la relación costo beneficio para ese nivel de potencias (mediana a alta energía). Para equipos de alta energía sobre todo los accionados por turbinas a gas o turbinas a vapor se utilizan también acoplamientos de diafragma donde las láminas metálicas se reemplazan por diafragmas flexibles. La figura N° 13-9 muestra un acoplamiento de flexible de láminas metálicas.

Figura N° 13-9.- Diagrama de un acopla-miento flexible de láminas metálicas. Fuente:http://www.skf.com/portal/skf/home/products?maincatalogue=….

La Figura N° 13-8.- Un paquete de láminas para un acoplamiento de láminas flexibles. Fuente: http://www.delzer.com/rex/2025.pdf

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14.- SELLADO DEL EJE En las bombas centrífugas es necesario sellar en el interior de la carcasa de la bomba el fluido al cual se le está transmitiendo la energía, ya que de lo contrario parte de él se fugaría a la atmósfera. Las bombas desarrollan presiones positivas en su interior, lo cual crea un gradiente de presión entre el interior de la bomba y la atmósfera. Los elementos sellantes se ubican en las cajas de sellos (stuffing boxs) o cajas de sellos que son componentes integrales de las bombas o pueden ser componentes separados apernados a los cuerpos o carcasas de las bombas.

14.1.- CAJA DE EMPAQUETADURAS O CAJA DE SELLOS La caja de empaquetaduras o caja de sellos son elementos muy importantes en el procesos de sellado de los ejes tanto que las normas para bombas centrífugas como la API 610/ISO 13709 y la ASME B73.1 establecen los requerimientos y dimensiones mínimas que ellas deben tener. La norma ASME B73.1 indica que la caja de empaquetaduras o caja de sellos puede acomodar tanto empaquetaduras como sellos mecánicos, debido a que esta norma permite los dos dispositivos como elementos sellantes. Tiene cuidado de especificar las características y las dimensiones básicas de la caja de empaquetaduras para tratar de garantizar la circulación del fluido en la caja y una adecuada disipación del calor. También indica que el acabado interno de la caja de empaquetaduras con la finalidad de evitar falta de concentricidad y permitir que los sellos secundarios sellen adecuadamente. La rugosidad máxima tolerada es de 1,6μm (63 μpulgadas). El API 610/ISO 13709 solo acepta la instalación de sellos mecánicos por lo que se concentra en establecer las dimensiones, la concentricidad y los acabados de las superficies de la caja de sellado. La norma recalca que se tienen que hacer provisiones para garantizar el venteo de la cámara de sellado. Una diferencia importante con la norma ASME es que el API pide que en la unión entre la brida y la cara de la caja de sellos exista una empacadura confinada para impedir explosiones. Esto es con la finalidad de que en caso de incendio, sobre

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temperatura o alta presión la empacadura sea desplazada o completamente destruida causando una salida abrupta de fluido hacia la atmosfera. La empacadura puede ser un anillo en “O” o una empacadura metálica tipo espiral, pero debe permitir el contacto metal-metal entre la brida y la cara de la caja de sellado. En el diseño de las bombas centrífugas las cajas de empaquetaduras o cajas de sellado han evolucionado reformándose en busca de mejorar el rendimiento ampliado la capacidad, afinando los acabados, mejorando el intercambio de calor que es uno de los principales enemigos del desempeño eficiente de los sellos mecánicos y de las empaquetaduras. Los elementos de sellado más comunes son las empaquetaduras y los sellos mecánicos.

14.2.- EMPAQUETADURAS La empaquetadura es un método simple y eficaz de sellar el eje y la carcasa. La empaquetadura es una cuerda de sección generalmente rectangular, formada por tiras trenzadas de diferentes materiales como el Asbesto, Teflón, mecate impregnado, Aluminio u otros materiales que se seleccionan de acuerdo al servicio. La figura N° 14-1 muestra un rollo de material para empaquetaduras.

Figura N° 14-1.- Fotografía de un rollo de empaquetadura. Fuente: www.perfnet.com/.../horiz_cent_pumps.htm

Las empaquetaduras son ofrecidas comercialmente, en rollos de donde son cortados anillos que se colocan en el eje de la bomba, dentro de la caja de empaquetaduras. La figura N° 14-2 muestra un grupo de empaquetaduras, ya cortadas y moldadas listas para ser instaladas en una bomba.

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figura N° 4 Arragements” corresponde sistemas de utilizados en norma.

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de la página 10 “Typical Seal la primera línea la P (packing) a los tres posibles arreglos de empaquetaduras que pueden ser las bombas fabricadas con esta

La declinación en el uso de empaquetaduras como elementos sellantes en las bombas centrífugas se debe a que permiten fugas, consumen energía adicional, producen desgaste del eje y de las camisas que lo protegen. Figura N° 14-2.- Empaquetadura, ya moldeadas listas para ser instaladas en una bomba. Fuente: www.ycindustries.com/pumppacking.htm

Estas empaquetaduras sellan al ser comprimidas contra la carcasa de la bomba y se lubrican con el mismo líquido bombeado, mediante la fuga controlada de producto hacia la atmósfera. Las empaquetaduras en la actualidad se usan solamente en bombas para agua de aplicación general y de baja energía y en bombas para sistemas contra incendio donde no se puede tolerar la fuga masiva de agua durante un incendio debido a la rotura de un sello mecánico. La figura N° 14-3 muestra un diagrama en corte de una caja de empaquetaduras con las empaquetadura instaladas.

Otro aspecto operativo importante que limita el uso de las empaquetaduras es que no son apropiadas para ser usadas en servicios de alta presión, para servicios de hidrocarburos, donde los productos bombeados tengan tendencia a cristalizar o solidificarse en contacto con la atmósfera y cuando los fluidos manejados son productos tóxicos. La figura N° 14-4 muestra un diagrama en corte de una caja de empaquetaduras con las empaquetadura instaladas.

Figura N° 14-4.- Foto mostrando el corte de una de una caja de empaquetaduras. Fuente: www.pumpfundamentals.com/pump_glossary.htm

Figura N° 14-3.- Diagrama en corte de una caja de empaquetaduras. Fuente: www.klinger.com.au

La norma API 610/ISO 13709 especifica como elementos sellantes estándar los sellos mecánicos descartando por completo las empaquetaduras. La norma ASME B73.1 da libertad para usar sellos o empaquetaduras de acuerdo a las necesidades del servicio. En la

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Adicionalmente en la actualidad las leyes ambientales son cada día más exigentes limitando el uso de elementos que permitan la salida de los fluidos de procesos hacia la atmósfera sobre todo en regiones de países desarrollados donde existe alta contaminación ambiental. El uso de los sellos mecánicos esta tan difundido que hasta en las bombas de uso doméstico por ejemplo, en sistema de suministro de agua para viviendas, que son de muy baja energía, menos de 0,2 kW (¼ de HP), ya los sellos mecánicos son un equipos estándar.

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Como se observa en la figura las empaquetaduras forman un juego de anillos que son comprimidos en la cajera de cojinetes para limitar la fuga del producto bombeado hacia la atmosfera.

14.3.- SELLOS MECÁNICOS Los sellos mecánicos en la actualidad, a nivel mundial, equipan al 95% de las bombas centrífugas instaladas. Los sellos mecánicos sellan mediante la interacción de las caras sellantes, las cuales se mantienen unidas debido al esfuerzo ejercido por resortes o fuelles en la parte posterior de una de estas caras. En la parte interna de las dos caras se forma una película lubricante que reduce la temperatura y forma una barrera que evita la fuga de producto a la atmósfera. De acuerdo a estadísticas obtenidas en las refinerías, las fallas de sellos mecánicos representan el 75% del total de fallas mecánicas de las bombas centrífugas. De allí la importancia de seleccionar el diseño o arreglo de sello mecánico adecuado al servicio o a la aplicación propuesta. Adicionalmente a esto el costo de un sello mecánico, representa un porcentaje importante en los costos de los accesorios de las bombas y pueden tener incidencia determinante en los costos de operación y mantenimiento. La figura N° 14-5 muestra la fotografía de un sello mecánico simple con un resorte como elemento de arrastre y cara rotativa de carbono.

Figura N° 14-5.- Diagrama de un sello mecánico simple de resorte. Fuente: www.daemar.com

Los sellos mecánicos tienen una amplia gama de complejidad y de precios, se puede ir desde un sello muy simple de fuelle de goma para aplicaciones en bombas centrífugas para agua de servicios domésticos o sistemas de circulación de agua de los vehículos automotores, pasando por

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sellos que tienen como elemento de arrastre un resorte metálico usados como elemento sellante en servicios industriales ligeros, llegando hasta los sellos de fuelle con sellos secundarios de grafito para altas temperaturas. En los primeros desarrollos de sellos mecánicos uno de los principales problemas observados, y por tanto una variable que originaba una gran cantidad de fallas, es el control de la fuerza que ejercía el elemento de arrastre o resorte contra las caras de los sellos. La presión dentro de la caja de sellado es alta por lo que se hace necesario un resorte o fuelle que provea una fuerza positiva que mantenga las caras de los sellos cerradas, pero que al mismo tiempo esta fuerza no sea tan alta como para romper la película de lubricación entre las caras. Como el ajuste de la fuerza ejercida entre las caras se hacía de forma manual los errores eran muy frecuentes, entonces surgieron los sellos balanceados. En los sellos mecánicos balanceados con la forma tanto de las caras rotativas como las caras fijas se buscaba balancear las superficies expuestas a la presión de la caja de sellos, con la finalidad de equilibrar la presión sobre la película lubricante del sello mecánico y evitar de esta forma el sobrecalentamiento de las caras de los sellos, debido a fuerzas excesivas. El paso siguiente fue la creación de los sellos tipo cartuchos, en este tipo de sellos se mantiene el balance de las fuerzas en las caras por el diseño de las áreas expuestas y adicionalmente el conjunto del sello está montado en una camisa y una brida que ya tiene ajustado la distancia necesaria para que el resorte o fuelle de la bomba aplique la fuerza precisa para mantener las caras de los sellos cerrada, sin romper la película de lubricación. La distancia es ajusta en fábrica y se mantiene el sello descargado hasta instalarlo, en ese momento se retiran unos seguros que liberan el resorte o fuelle proporcionando la carga a las cara de los sellos. Por ejemplo, la presión en la cara de los sellos varia cuando se ajusta el juego axial en bombas con impulsores abiertos que requieren ajuste axial para mantener la Eficiencia. En este tipo de bomba es necesaria la utilización de sellos de cartucho para evitar cambiar la fuerza ejercida sobre las caras de los sellos El sello mecánico tiene una serie de ventajas sobre las empaquetaduras que incluye entre otras cosas: 

Producen menos pérdidas de energía que las empaquetaduras, en estudios

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realizados por usuarios y fabricantes se determinó que un sello mecánico consume aproximadamente la sexta parte de la energía consumida por las empaquetaduras en un servicio similar; 

Reducen el desgaste de las camisas y del eje de la bomba;



Pueden aplicarse a bombas de alta presión;



Limitan la fuga de producto hacia la atmosfera;



Tienen un mayor número de opciones de arreglos para el sellado de los ejes.

Las principales desventajas de los sellos son: 

Son complejos;



Los costos de relativamente altos;.

adquisición

son



La imposibilidad de ajustarlos controlar las fugas si fallan.

para

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sellos mecánicos balanceados, el ASME B73.1 es más flexible y acepta en las bombas fabricadas siguiendo este estándar tanto empaquetaduras como sellos mecánicos.

14.3.1.- PARTES DE LOS SELLOS MECÁNICOS Los sellos mecánicos tienen diferentes configuraciones y sus componentes varían de acuerdo con las condiciones de operación y del tipo de bomba centrífuga en la cual son instalados, sin embargo tienen una serie de componentes básicos que los caracterizan. En la figura 14-7 se muestran estos componentes básicos, en el corte de un sello mecánico del tipo de fuelle metálico instalado en la caja de sellos de una bomba centrífuga.

La Figura N° 14-6 muestra el diagrama de un sello mecánico balanceado de tipo cartucho.

Figura N° 14-7.- Diagrama de un sello mecánico en corte, indicando las partes. Fuente: http://www.flowserve.com/files/Files/ProductLiterature/Seals/lit_ FSD101Prod_Services3.pdf

Estos componentes de los sellos mecánicos son la cara rotativa, cara estacionaria, sellos secundarios, elementos de arrastre, elementos de fijación y buje de restricción, son comentado y descritos a continuación.

14.3.1.1.- Cara Rotativa

Figura N° 14-6.- Fotografía de un sello mecánico de cartucho. Fuente: www.direcindustry.com/prod/general-seal-comp.....

Las normas editadas en los países desarrollados recomiendan el uso de sellos mecánicos en todas las bombas que manejan líquidos que puedan ser contaminantes, debido a los estrictas regulaciones ambientales existentes en éstos países. Esta tendencia es observada en el API 610/ISO 13709 que exige que todas las bombas fabricadas siguiendo este estándar deben ser equipadas con

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La cara rotativa está unida al eje por lo que gira con El durante el funcionamiento de la bomba, de allí que se denomine cara rotativa. Por lo general es fabricada en Carbón, denominándose cara blanda, aunque de acuerdo con la aplicación pudiese tener caras de otros materiales, como Cerámica, Carburo de Tungsteno, Carburo de Silicio, etc. Cuando es fabricada de Carbón (esta cara realmente es un compuesto de carbón) está constituida por aproximadamente un 80% de Grafito o Coque y de 15 a 20% de Resina u otro elemento aglomerante y aditivos. Los sellos

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mecánicos son elementos de alta precisión que requieren acabados de espejo para poder cumplir su función. Tanto la cara rotativa como la estacionaria son pulidas hasta lograr acabados superficiales que se miden en bandas de luz de helio. Como referencia los sellos son lapeados para lograr un acabado de tres bandas de luz aproximadamente 0,86μm (0,000034 pulgadas). Cuando la planitud llega a cinco (5) bandas de luz o mayor es posible observar fuga de producto por las caras de los sellos, de allí la importancia de lograr un buen acabado de las caras de los sellos. En la figura 14-8 se presenta la cara de un sello mostrando la medición de la plenitud de la cara mediante las bandas de luz de helio.

Figura N° 14-8.- Cara de un sello mecánico midiendo la plenitud en bandas de luz. Fuente: Diamond Advances Seal Face Performance Written by Charles F. West, Advanced Diamond Technologies, Inc._ Pumps and Systems, May 2009

14.3.1.2.- Cara Estacionaria La cara estacionaria se fija a la brida del sello y es la denominada cara dura siendo construida de Carburo de Tungsteno, Carburo de Silicio, Cerámica, fundición, etc. En la actualidad en la Industria Petrolera se usan como caras duras fundamentalmente Carburo de Tungsteno y Carburo de Silicio, los cuales son materiales compuestos, fabricados por sinterizado. Cuando son usados con caras rotativas de Carbón tienen un buen rendimiento con altos valores de la relación Presión-Velocidad.

14.3.1.3.- Sello Secundario El sello secundario complementa el sellado realizado por las caras del sello. Sella estáticamente el fluido en la caja de sellos,

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conteniendo el fluido dentro de la caja sobre todo cuando el equipo no está en funcionamiento. Los sellos secundarios son construidos de distintos materiales y se aplican en diferentes configuraciones pero modernamente se usan anillos en "O" (O Rings) fabricados con elastómeros como son los Fluorelastómeros (FKM) y Nitrilo, para temperaturas hasta 175 °C (350 °F). Para servicios de mayor temperatura y para servicios con condiciones particulares, con es el caso de productos químicos que pudiesen alterar los elastómeros tradicionales se utilizan materiales como Teflón (PTFE) y los Perfluorelastómeros (FFKM) que pueden trabajar a temperaturas hasta 290 °C (550 °F). Para muy altas temperaturas de operación el material de los sellos secundarios es Grafito, que para esta aplicación tiene una presentación en cintas que son conformadas para formar el anillo que será utilizado como sello secundario las temperaturas máximas a las que pueden trabajar estos sellos secundarios son 480 °C (900 °F). En los primeros diseños estos sellos secundarios eran empaquetaduras que sellaban mediante la acción de una fuerza positiva dada por el resorte, lo que hacía el sistema frágil y dependiente del desgate de la empaquetadura que estaba en interacción dinámica con la camisa del eje, el cual también se desgastaba. Con la introducción de los anillos en “O” se eliminó este problema, ya que estos anillos en “O” son elementos estáticos y principalmente resultan dañados por efectos de la temperatura, por ataque químico y más raramente debido a fuerzas excesivas.

14.3.1.4.- Elemento de Arrastre o Conducción Está constituido por uno o varios fuelles o resortes, este elemento suministra la energía para mantener unidas las caras sellantes. Para aplicaciones comunes se usan sellos monoresortes y multiresortes, los fuelles son usados para servicios de alta presión o alta temperatura. En los diseños iniciales se usaban los resortes únicos para cerrar las caras de los sellos pero tenían la desventaja de que para bombas con dos cajas de sellos o caja de empaquetaduras como las del tipo BB (Entre cojinetes o “Between Bearings”) se deben usar dos tipos de resortes diferentes uno que gire a la derecha y otro que gire a la izquierda, lo cual generaba frecuentes errores y aumento de las necesidades de repuestos.

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Para resolver este problema surgieron los sellos multiresortes que son una serie de resortes relativamente pequeños alrededor de la cara rotativa, lo que permitía, al no estar girando con el centro de rotación del eje que fueran intercambiables los sellos del lado derecho con los del lado izquierdo. Para atender servicios de altas temperaturas fueron creados los fuelles metálicos, con materiales de alta aleación. Los sellos mecánicos de fuelle metálicos tienen el elemento de arrastre formado por un fuelle fabricado de láminas metálicas de alta aleación con alta resistencia a presiones y temperaturas.

14.3.1.5.- Elementos de Fijación Dentro de esta categoría se pueden agrupar los tornillos que fijan la parte rodante del sello al eje de la bomba, la camisa que sostiene el cuerpo del sello mecánico y la brida que forma parte de los sellos de cartucho. La brida aparte de ser un elemento importante en la fijación y en el correcto ajuste de la carga sobre la cara de los sellos, contiene las conexiones para entrada y salida de los líquidos para lubricación de las caras de los sellos, para limpieza y para refrigeración.

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14.3.2.1.- Sello Mecánico Simple El sistema de sellado con un sello mecánico simple es el que contiene un solo sello mecánico por bomba. Este arreglo tiene como ventaja sobre otros sistemas la sencillez y un costo relativo menor por lo que es aplicado en sistemas de bombeo de bajo costo, tanto para aplicaciones domésticas como para aplicaciones industriales y de plantas de procesos. Entre las desventajas observables en los sellos simples están: 

En caso de falla el fluido contenido en la bomba se derrama a la atmosfera;



Muchos de ellos de bajo costo no son balanceados lo que genera altas caras en las caras de sellado.

La figura 14-9 muestra el diagrama de un sello mecánico simple, indicando las partes principales.

14.3.1.6.- Buje de Restricción Para controlar la fuga en caso de la falla catastrófica del sello mecánico se coloca en la brida del sello mecánico un anillo para restringir el espacio entre la brida y el eje de la bomba, limitando de esta forma el flujo que pudiese salir a la atmósfera. Este buje puede ser construido de diferentes materiales relativamente suaves para evitar daños en el eje, tales como Bronce, Aluminio, Teflón pero principalmente de un compuesto de Carbón. La holgura de rodaje para que el dispositivo sea más efectivo debe ser de 0,002 mm/mm (0,002 pulgadas/pulgadas) del diámetro del eje.

14.3.2.- ARREGLOS DE SELLOS MECANICOS Los sellos mecánicos pueden ser aplicados en arreglos simples, es decir un solo sello en cada caja de sellos o en arreglod dobles con dos sellos mecánicos instalados por caja de sellos. Los sellos dobles pueden ser colocados en la cajera en alineación Cara a Cara o “Back to Back” y en arreglo en línea o como su termino en ingles en “Tandem”.

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Figura N° 14-9.- Diagrama de un sello mecánico simple. Fuente: http://www.depac.at/EN/pag

14.3.2.2.- Sello Mecánico Doble Los sistemas de sellos dobles son ampliamente usados en bombas de ingeniería, en equipos donde no es tolerada la emisión del fluido de procesos a la atmosfera, o cunado el fluido de procesos no posee las propiedades adecuadas para lubricar la cara de los sellos. Los sellos mecánicos dobles pueden ser instalados en arreglo espalda con espalda (Back to Back) o en línea (Tándem). En el sello espalda con espalda (Back to Back) para la lubricación de los sellos se introduce una presión en el espacio entre los dos sellos que es superior a la presión de descarga de la bomba. El

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sello primario es el que realmente hace el sellado del fluido de procesos en la carcasa de la bomba, cuando el sello primario falla el fluido de procesos ingresa en el cuerpo de la bomba debido a que su presión es superior a la presión desarrollada por la bomba evitando que el salga a la atmosfera. Existen varias configuraciones o planes de lubricación de las caras de los sellos para suministrar la presión al fluido de sellado puede ser mediante un circuito cerrado equipado con bombas para la circulación y presurización del fluido. Esta solución resulta en mayores costos de operación, costos de inversión inicial y en la mayor fragilidad del sistema desde el punto de vista de confiabilidad al incorporar equipos adicionales en el sistema. La figura 14-10 muestra el arreglo de un sello doble

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14.3.2.3.- Sello Mecánico en Línea En este arreglo se utilizan dos sellos mecánicos instalados en línea (Tándem). Uno de ellos está en contacto con el fluido de procesos. Entre los dos sellos se coloca un fluido de barrera no presurizado que es sellado a la atmosfera con el segundo sello. Los sellos en línea son ampliamente utilizados para sellar bombas que manejan fluidos con alta presión de vapor (HVP) con tendencia a cambiar de estado o cristalizarse en contacto con la atmosfera. La figura 14-11 muestra un sistema de sellos en línea o “Tandem”.

Figura N° 14-11.- Diagrama de un sello mecánico en línea. Fuente: http://www.flowserve.com/files/Files/ProductLiterature/Seals/l..

Figura N° 14-10.- Diagrama de un sello mecánico doble. Fuente: http://www.flowserve.com/files/Files/ProductLiterature/Seals/l.

Existen sistemas de lubricación para sellos dobles más compactos y económicos que utilizan recipientes cerrados de acero inoxidable que se encuentran presurizados, en oportunidades estos sistemas tienen intercambiadores de calor para retirar calor del líquido contenido en el recipiente. El recipiente del sistema de sellado está presurizado, el fluido de barrera se hace circulando debido al diferencial de temperatura entre la caja de sellado y el recipiente (efecto sifón) y a la acción de los anillos de bombeo. Cuando el sello primario falla, el líquido de barrera contenido en el recipiente entra al proceso debido a que está a mayor presión que la presión de descarga de la bomba. La migración del líquido de barrera hacia la bomba resulta en una caída de nivel del líquido en el recipiente, hasta que se acciona la alarma por bajo nivel, seguido del accionamiento del interruptor por muy bajo nivel de líquido en el interior del recipiente.

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Estos sistemas usan un circuito cerrado con un recipiente que no está presurizado y que está conectado al venteo general de la planta. Este circuito está diseñado con la finalidad de que en servicios donde se tienen fluidos de procesos con baja presión de vapor (HVP), los vapores generados en el proceso venteen fuera del área de las bombas. Al igual que el sistema de sellos doble el recipiente tiene indicadores de nivel (visor), interruptores tanto por alto, como por bajo nivel de líquido en el recipiente. Cuando ocurre la falla del sello primario el fluido de procesos pasa a la cámara auxiliar de sellado, siendo contenido por el sello secundario y obligado a dirigirse hacia el recipiente auxiliar saturándolo y produciendo la alarma por alto nivel e interrupción del funcionamiento de la bomba por muy alto nivel de líquido en el recipiente.

14.3.3.- ELEMENTOS RESALTANTES DEL API 682 La norma API 682/ISO 21049 “Pumps-Shaft Sealing Systems for Centrifugal and Rotary

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Pumps” es la norma que regula tanto el uso como los diseños de los sellos mecánicos instalados en las bombas centrifugas y rotativas. En las ediciones iniciales del API 610/ISO 13709 se hacía una descripción detallada de las características de los sellos y poseía una nomenclatura propia para designarlos que era ampliamente utilizada por los fabricantes y usuarios tanto de las bombas centrífugas como de los sellos mecánicos. Con el surgimiento del API 682/ISO 21049, a mediados de los años 90 del siglo XX, el foco se desplazó progresivamente a esa norma hasta reemplazar los conceptos del API 610 por completo.

categories” del API 682/ISO 21049. Allí son presentadas y descritas tres categorías, las categorías 1, 2 y 3.

La norma API 682/ISO 21049 surgió como una necesidad de ampliar la visión sobre los sellos mecánicos debido a que a nivel de industria la mayoría de las fallas asociadas a las bombas centrífugas son causadas por malfuncionamiento de los sellos mecánicos. El fin de la norma no es entrar en detalles del diseño de los componentes de los sellos mecánicos, sin embargo en el interior de la norma se observa que se tratan detalles constructivos con cierta profundidad con un gran número de requerimientos, en prácticamente todos los componentes de los sellos mecánicos.

La categoría 2: Esta categoría está pensada para bombas construidas siguiendo el API 610/ISO 13709 las cuales son aplicadas en servicios de refinerías en trabajos no tan severos y para atender un rango de temperaturas que van de -40 a 400 °C (-40 a 750 °F) y presiones de 42 bar (615 psi), con un nivel de ensayos categoría 2 y requerimientos mínimos a nivel de contrato. En esta categoría entran las bombas para servicios intermedios.

El principal objetivo perseguido por la norma es lograr la operación del sello mecánico en servicio continuo por 25.000 horas sin necesidad de reemplazo, para ello establece una serie de requisitos constructivos, dimensionales y de pruebas de los diferentes sistemas de sellado. A continuación se ofrecerá una breve descripción de los principales elementos contenidos en esta norma, sin abordar los detalles constructivos en cuanto a dimensiones y acabados tanto de los sellos como de los accesorios.

14.3.3.1.-Categoría de los sellos Las categorías de los sellos establecen las ventanas o bandas de operación de los sellos, esto se incluye en la norma con la finalidad de separar los diferentes tipos de servicios no puede ser igual un arreglo de sellos mecánicos estructurado para una bomba de procesos químicos en el rango de operación de la norma ASME B73.1 que un arreglo de sellos para una bomba API 610 a ser aplicada en un servicio de alta presión y alta temperatura en una refinería. Las categorías están descritas en la sección 4 “Sealing systems” Sub sección 4.1.2 “Seal

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La categoría 1: es aplicada para bombas usadas en servicios petroquímicos amparados por la norma ASME B73.1 y B73.2 e ISO 3069 “frame” C. El rango de operación establecido es para temperaturas que van de -40 a 260 °C (-40 a 500 °F) y presiones de 22 bar (315 psi), con un nivel de ensayos categoría 1 y con requerimientos mínimos a nivel de contrato. En esta categoría entran las bombas centrífugas generales de procesos.

La categoría 3: Esta categoría está pensada para bombas construidas siguiendo el API 610/ISO 13709 aplicadas en bombas para refinerías en servicios severos y para atender un rango de temperaturas que van de -40 a 400 °C (-40 a 750 °F) y presiones de 42 bar (615 psi), con un nivel de ensayos completo para los cartuchos de los sellos y requerimientos de contrato riguroso. Esta categoría es para las bombas de servicio pesado.

14.3.3.2.- Tipos de sellos Los tipos de sellos definidos en el API 682 son los tipo A, tipo B y tipo C. El tipo de sello establece cual debe ser el diseño del sello incluyendo los materiales con los cuales deben ser fabricados. El sello tipo A, es un sello de arrastre de montaje interno de resortes múltiples, con el elemento flexible normalmente montado sobre el eje, que posee anillos en “O” o “O rings” como sellos secundarios, con caras de “Silicon Carbide” e contra Carbón. Los materiales de construcción son acero inoxidable 316 en los componentes, aleación C-276 para los resortes y fluoroelatómeros como material para los anillos en “O”. La figura 14-12 muestra el diagrama de un sello tipo A, tal como es indicado en el API 682.

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cavidad entre los dos sellos. En el arreglo 1 se instala un sello por cada cartucho de sellado. En el arreglo 2 la configuración del cartucho contiene dos sellos mecánicos, con la indicación que la presión en el espacio entre los dos sellos es menor a la presión existente en la cámara del sello.

Figura N° 14-12.- Sello mecánico tipo A. Fuente: API 682/ISO 21049 “Pumps—Shaft Sealing Systems for Centrifugal and Rotary Pumps”

El sello tipo B, es un sello de fuelle dinámico (fuelle montado en la parte rotativa de la bomba), los materiales de las caras de los sellos son la cara rotativa de “Silicon Carbide” y la cara fija de Carbón, al igual que el tipo A los componentes son fabricados en acero inoxidable 316, el fuelle es fabricado en aleación C-276 y el material de los anillos en “O” es de fluoroelastómero. La figura 14-13 muestra el diagrama de un sello tipo B.

Figura N° 14-14.- Sello mecánico tipo C. Fuente: API 682/ISO 21049 “Pumps—Shaft Sealing Systems for Centrifugal and Rotary Pumps”

En el arreglo 3 el cartucho de sellos contiene también dos sellos pero utiliza una fuente externa para el suministro del líquido de barrera que provee una presión en el espacio entre sello mayor a la presión de la cámara de sello. Otro aspecto cubierto en esta norma es la orientación que tienen los sellos en los arreglo 2 y 3.

14.3.3.4.- Otros aspectos relevantes

Figura N° 14-13.- Sello mecánico tipo B. Fuente: API 682/ISO 21049 “Pumps—Shaft Sealing Systems for Centrifugal and Rotary Pumps”

El sello tipo C, es un sello de fuelle estático (el fuelle está montado en la parte estacionaria del sello), los materiales de construcción son acero inoxidable 316 en los componentes, aleación C718 como material para el fuelle, el sello secundario es un diafragma fabricado en Grafito. La figura 14-14 muestra el diagrama de un sello tipo C.

14.3.3.3.- Arreglo de sellos Existe también dentro de la norma el concepto de los arreglos del sello que indica el número de sellos en el cartucho de sellado y la presión en la

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Un aspecto a destacar en la norma es el énfasis en la estandarización de las pruebas y ensayos a los sellos con la finalidad de poder lograr la meta de duración establecida para los sellos. Para facilitar el procesos de selección de los sellos mecánicos la norma contiene en el anexo A (Recommended seal selection procedure) una guía de selección para que los usuarios seleccionen adecuadamente los sellos para las aplicaciones específicas. El API 610 hasta la octava edición tenía un código de cinco letras para clasificar los sellos mecánicos, este código resultaba muy práctico porque ayudada a identificar las características del sello con una palabra codificada. Cuando surgió la norma API 682/ISO 21049 este código desapareció quedando un vacío en esta área en la última edición de la norma la tercera de septiembre del 2004, en el anexo D (Mechanical seal codes) se introduce un código de cuatro componentes para compensar la pérdida del

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código del API 610. Las letras tiene el siguiente significado: 

Primera letra: Establece la categoría del sello, tiene como prefijo la letra C y puede ser C1, C2 o C3 de acuerdo a la categoría del sello;



Segunda letra: Tiene como prefijo la letra A y define el arreglo de sellos que pueden ser también A1, A2 o A3;



Tercera letra: arreglo de sello puede tener las letras A, B o C, de acuerdo con el tipo de sello;



Cuarta letra: es el tipo de lubricación del sello que está indicado en el anexo G. Cuando se utiliza la letra X indica que se debe explicar el tipo de arreglo a usar.

Por ejemplo, un sello clasificado C2A1A11, indica que el sello es categoría 2, sello para bomba API 610 de trabajo ligero, arreglo 1 sello simple, el prefijo a indica el tipo de sello que es A para servicios de bombas general de procesos, y el último prefijo el 11 indica un plan de sellado 11. Los planes de sellado están en el anexo G, y cubren un amplio espectro de posibilidad y servicios. Los materiales de construcción para los sellos y sus componentes están explicados en el anexo B, “Typical materials standards for seal chamber and mechanical seal components”, comprende las caras rotativas, caras fijas, tornillos de fijación, bridas, fuelles, camisas, anillos en “O”, además este anexo contiene tutoriales que orientan en la selección de los materiales para los diferentes componentes.

14.3.4.- PLANES DE LUBRICACIÓN DE LOS SELLOS MECÁNICOS Como se refirió anteriormente el principio de funcionamiento del sello mecánico se basa en la formación de una película de fluido en las caras sellantes, por esta razón es importante indicar como serán lubricada las cara de los sellos, lo cual se denomina “Plan de Lubricación”. Para el desempeño adecuado del sello es necesario seleccionar el plan de lubricación de las caras del sello más adecuada y que mantenga una buena relación costo beneficio. Por lo general y por razones prácticas el fluido lubricante de las caras de los sellos mecánicos es

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el fluido manejado por la bomba. Ahora si este fluido tiene alto grado de contaminación, bajas propiedades lubricantes, se cristalizan en contacto con la atmosfera, tienen baja presión de vapor (HVP), lo más probable es que se recurra a fuentes de lubricación extremas. En el anexo G del API–682/ISO 21049, titulado “(normative) Standard flush plans and auxiliary hardware” se indican los planes de lubricación a usar en cada aplicación. El ASME B73.1 básicamente utiliza los mismos planes de lubricación del API 682 con la misma designación pero anteponiéndole un 73 al número del plan, por ejemplo el plan 11 del API 682 es el plan 7311 en el ASME B73.1. Existe una variedad importante de planes que contemplan refrigeración del fluido bombeado, eliminación de partículas abrasivas o el uso de fuentes externas de lubricación para el sellos a continuación se hará referencia a los más importantes. Los planes de lubricación de las caras de los sellos son el plan 01 y el plan 02, los cuales son aplicados en equipos de bajo costo y baja energía (bajo caudal y baja presión) debido a su simplicidad. El plan 01 consiste perforar un agujero para conectar la descarga con la caja de sellos por la parte interna de la carcasa, lo que permite la circulación del fluido desde la descarga a la succión para lubricar las caras de los sellos mecánicos. La principal precaución a tomar en este plan de lubricación es garantizar que la circulación sea suficiente para retirar el calor generado en el sello. En el plan de lubricación 02 no se tiene prevista la circulación de fluidos, se usa para bombas de baja energía o con chaquetas de enfriamiento sobre la caja de sellos. La figura 1415 muestra el esquema de un plan de lubricación 02. En el ámbito industrial el plan de lubricación para las caras de los sellos más usado y uno de los mas simples es el plan 11, de hecho es el plan base del API 682. En este plan de lubricación se toma fluido de la descarga de la bomba mediante el uso de una línea, y se llevan a la caja de sellos para la lubricación de las caras sellantes. El caudal hacia la cara del sello es controlado, mediante una placa orificio, con la finalidad de evitar el exceso de velocidad del fluido que esta entrando a la cámara del sello y que podría erocionar las caras de los sellos.

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con algo de contaminación. Si a este mismo plan 12 se adiciona un intercambiador de calor, para bajar la temperatura del líquido que se usará como lubricante de las caras tenemos un plan 22.

Figura N° 14-15.- Plan 02 de lubricación para cara de sellos mecánicos. Fuente: www.polyflon.com

Este plan de lubricación tiene la ventaja de mantener un flujo positivo en el interior de la caja de sellos. Es aplicable a fluidos a temperatura moderada y que no tengan contaminantes, abrasivos o tendencia cristalizarse, debido a que el orifico de la placa tiende a obstruirse. La figura N° 14-16 muestra el diagrama de un arreglo de lubricación para sellos mecánicos basado en el plan 11.

Un plan de lubricación para los sellos usado con bastante frecuencia en la Industria Petrolera es el plan 31. Este plan de lubricación es un plan 11 donde se le retira el orificio de restricción y se agrega un ciclón para remover las partículas suspendidas en el fluido, las partículas removidas con el ciclón son enviadas a la succión de la bomba. Esta solución se aplica con la finalidad de retirar los sólidos suspendidos en el fluido de procesos antes de que entren en la cámara de sellado. El principal problema de este plan de lubricación es el ciclón que se satura si el volumen de sólidos es muy alto o es ineficaz si la Gravedad Específica de los sólidos no es al menos dos veces la Gravedad Específica del fluido de procesos. El API 682 establece en la sección 8.5.1 “Cyclon separador” que las dos condiciones básicas para que los ciclones de separación trabajen eficientemente a pesar de existir otras variable como son el tamaño de las partículas, es que la presión diferencial sea de al menos 1,7 bar (25 psi) y que los sólidos que se quieran remover tengan al menos el doble de la densidad del fluido. La figura N° 14-17 muestra el esquema de una bomba con un plan de lubricación 31.

Figura N° 14-16.- Plan 11 de lubricación para cara de sellos mecánicos. Fuente: Flowserve_Mechanical seal piping plans_Flowserve Solutions Divition

El plan 11 de lubricación para sellos mecánicos del API 610/ISO 13709, soluciona una serie de problemas de sellado que se presentan en el ámbito de las aplicaciones industriales. Sin embargo existen otras variantes del plan 11 que agrega valor en otras situaciones por ejemplo, el plan 12, es el mismo plan 11 pero al cual se le agrega un colador en Y a la línea de alimentación del sello mecánico, inmediatamente antes de la placa orificio, con la finalidad de manejar líquidos

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Figura N° 14-17.- Plan 31 de lubricación para cara de sellos mecánicos. Fuente: Flowserve_Mechanical seal piping plans_Flowserve Solutions Divition

Otro plan de lubricación importante es el plan 32 que consiste en la inyección de un líquido limpio en la cámara de sellado desde una fuente externa. Se usa cuando el fluido de procesos está

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sucio o contaminado, posee partículas en suspensión, en el caso de fluidos de procesos a altas temperaturas, para aumentar la presión en la caja de sellado y evitar la vaporización, cuando los fluidos tienen alta presión de vapor (HVP) o se trabaja a altas temperaturas. También se usan cuando los fluidos se polimerizan, se degeneran por oxidación o tienen malas propiedades para la lubricación. Los principales cuidados y problemas observados en este plan es que el fluido de la fuente externa debe ser compatible con el fluido bombeado, la fuente de suministros del fluido externo debe ser confiable y con la suficiente robustez para mantener el caudal necesario para la lubricación del sello. La presión de suministro y el caudal del fluido suministrado son medidos mediante un rotámetro y un manómetro instalado en el sistema. Los fluidos externos usado en la Industria Petrolera son mezclas de Glicol y agua o aceites lubricantes ligeros. La figura N° 14-18 presenta el diagrama de un sello mecánico lubricado con un plan 32 indicando los principales componentes de este arreglo.

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un anillo de bombeo, a un recipiente instrumentado con indicadores de nivel, interruptores de nivel alto y bajo y un interruptor de presión. El plan 52 es ampliamente usado porque no necesita el mantenimiento de una presión en el sistema, allí al fallar el primer sello el fluido de barrera se contamina con el fluido de procesos, lo que hace que suba el nivel del recipiente accionado el interruptor de nivel alto o el de presión. Los recipientes están normalizados en el API 682 deben tener una capacidad mínima de 12 litros (3 galones), y tienen que ser fabricados en acero 316L, deben contar visores de nivel, conexiones para entrada y salida del fluido de barrera, serpentín para enfriamiento con las conexiones para la entrada y la salida del fluido refrigerante, conexiones de drenaje y venteo así como para la instalación de interruptores de nivel, interruptores de presión e indicadores de presión. La figura 14-19 muestra un sistema con un plan de lubricación 52 y la instrumentación correspondiente.

Figura N° 14-19.- Plan 52 de lubricación para cara de sellos mecánicos. Fuente: Flowserve_Mechanical seal piping plans_Flowserve Solutions Divition

Figura N° 14-18.- Plan 32 de lubricación para cara de sellos mecánicos. Fuente: Flowserve_Mechanical seal piping plans_Flowserve Solutions Divition

Con el auge de la preservación del ambiente se han ampliado los planes de lubricación ecológicos donde el fluido no debe tener contacto con la atmosfera o donde no son toleradas las emisiones por ser los productos tóxicos o contaminantes uno de estos planes de lubricación es el plan 52 que consiste en un sistema de sello doble, donde en la cámara entre los dos sellos se tiene un fluido de barrera despresurizado que circula, ayudado por JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

Cuando se tienen las mismas restricciones ambientales, los fluidos de procesos son inapropiados para lubricar las caras de los sellos y no se cuenta con una fuente externa confiable y a la presión requerida de fluido para la lubricación de las caras de los sellos una alternativa es el plan de lubricación 54 que es un sistema de circulación que suministra un fluido de barrera externo mediante un sistema de bombeo autónomo a un sistema de sellos dobles. La desventaja de este sistema es el costo del sistema que es relativamente alto a parte de los

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costos de mantenimiento, también se corre el peligro que ante la falla del sello o los sellos se contamine todo el fluido de barrera contenido en el sistema, además es necesario mantener siempre el sistema energizado. La figura 14-20 muestra el diagrama de un sistema de lubricación para la cara de sellos del tipo plan 54, donde es posible ver la fuente externa de presión y las líneas de circulación.

Figura N° 14-21.- Plan 72 de lubricación para cara de sellos mecánicos. Fuente: Flowserve_Mechanical seal piping plans_Flowserve Solutions Divition

Figura N° 14-20.- Plan 54 de lubricación para cara de sellos mecánicos. Fuente: www.polyflon.com

Entre los planes de lubricación más actuales está el plan 72, que es aplicado fundamentalmente cuando se usan en sistemas de sellado no presurizados con sellos dobles en “Tandem” que tienen como fluido de barrera gas, el gas es típicamente nitrógeno. El plan 72 se aplica para sellar fluidos con alta presión de vapor (HVP), para hidrocarburos livianos, fluidos tóxicos o contaminantes. Los cuidados que se deben tener es poseer una fuente de gas confiable, mantener la presión del fluido de barrera al menos 1,75 bar (25 psi) por arriba de la presión de la cámara de sellado. La figura 14-21 muestra el diagrama de un sistema de lubricación para sellos mecánicos plan 72, donde se indican los componentes básicos del sistema. Lo fundamental para seleccionar el plan de lubricación adecuado a cada servicio es ajustarse a las necesidades reales del proceso, no complicarlo con accesorios excesivos o innecesarios, atender a la disponibilidad de los recursos existentes en la planta y a la filosofía de operación establecida.

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15.- MATERIALES DE CONSTRUCCIÓN No se profundizará en el tema de los materiales de construcción porque no es el objetivo fundamental de este manual. La selección de los materiales de construcción de las bombas centrífugas es necesario tomar en cuenta las variables de operación del equipo, el ciclo de servicio y las características del fluido de procesos. Otro aspecto relevante que debe ser evaluado es la relación costo-beneficio relacionado principalmente con la contribución de los materiales al desempeño de la bomba centrífuga relacionado básicamente con disponibilidad y mantenibilidad. Eso incluye el costo inicial de la inversión, filosofía de mantenimiento, proximidad a los centros de servicios, etc. El área de materiales está cubierta con mucho detalle en la sección 6 “Basic design” subsección 6.12 “Materials” del API 610/ISO 13709 11ava Edición el capítulo es complementado con amplio detalle con las tablas G1 del anexo G y las tablas H1,H2, y H3 del anexo H. La norma ASME B73.1 por ser una norma para servicios menos severos no profundiza en el tema de los materiales, sin embargo establece cual debe ser los materiales básicos a instalar en las bombas.

15.1.- MATERIALES DE ACUERDO CON EL ASME B73.1 El ASME B73.1 en la sección 4.8 “Materials of Construction” indica que quien define el material de la bomba es el componente con mayor exposición o contacto con el fluido de procesos; en el caso de las bombas centrífugas es la carcasa. Desde allí la norma establece los materiales que deben estar disponibles para las bombas que son solamente fundición de hierro dúctil, fundición de acero al carbono, acero fundido de alta aleación como el 316 y fundición de aleación 20. Deja al usuario la selección de otros materiales como opción. La norma explícitamente suprime las reparaciones por taponado, apernado o impregnación en las fundiciones con la finalidad de remediar defectos o imperfecciones de proceso de fundición. Adicionalmente sugiere un mínimo de 3,2 mm (0,12 pulgadas) como sobre-espesor por corrosión.

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15.2.- MATERIALES DE ACUERDO CON EL API 610 El API 610/ISO 13709 es más completo y extenso en lo referente a los materiales. La norma establece limitaciones para aplicaciones específicas y diferenciadas de las aplicaciones de los anexos G y H. 

Cuando las bombas son de doble carcasa, las carcasas deben ser de acero fundido o de aleación;



Cuando el fluido de procesos es inflamable las carcasas deben ser también de acero fundido o aleación;



El hierro fundido puede ser ofrecido solo en otros servicios.

Los servicios propuestos en el anexo G, tabla G.1 “Materials class selection guidance” corresponden casi en su totalidad a los servicios que observan en las refinerías, sin embargo es una excelente tabla de referencia para servicios fuera de la refinería, tales como bombeo de crudo en oleoductos, inyección de agua, circulación de agua, etc. En la tabla G.1 cada uno de estos servicios está asociado a un rango de temperaturas de operación generándose de allí una combinación de materiales. Las combinaciones de materiales constan de dos elementos el primero es una letra que indica básicamente el material de la carcasa, I para hierro (Iron), S para acero (Steel), C para aleación de cromo (Crome), A para acero Austenítico (austenitic) y D para acero Duplex. El segundo componente que es un número que indica las variantes partiendo desde el uno hasta el nueve cubriendo las posibles combinaciones de materiales establecidos en la tabla. La tabla G.1 tiene clases de materiales tales como I-1, I-2, S-1, S-2, S-3, C-6 D-1, D-2, etc. Los servicios van desde agua fresca hasta ácido hidroflorídrico pasando por hidrocarburos no corrosivos, agua de alimentación de calderas e hidróxido de sodio. En el caso del agua de mar, agua de producción, agua de formación y salmuera la norma recomienda que el usuario y el vendedor deben acordar la mejor combinación de materiales para esa aplicación en específico. La tabla H1 del anexo H describe cual es el material para cada uno de los componentes de las

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clases de material establecidas en la tabla G.1. En esta tabla se describe la parte de la bomba como pueden ser la carcasa, impulsor, anillos de desgaste, ejes, etc. y se le asigna el material correspondiente a la clase.

debe tener cuidado en la selección de los materiales cuando se usan combinaciones fuera de lo establecido en las normas, así como en los acabados finales y holguras de rodaje para evitar agarrotamiento o “galling”.

Por ejemplo, cuando se tiene una clase de material S-1, tenemos la clase básica de las bombas con la carcasa de acero fundido, con eje de acero al carbono e impulsor de hierro fundido ahora, si pasamos a la clase S-2 la carcasa y el eje continúan siendo de acero al carbono pero el impulsor es de Ni-Resist, si continuamos y pasamos al S-9, la carcasa continua siendo fabricada en acero al carbono pero el eje y el impulsor tienen que ser fabricados en una aleación de Ni-Cu.

Los fabricantes ofrecerán los materiales económicos para los servicios solicitados como carcasas de fundición de hierro o hierro nodular, el cual se puede aplicar en la gran mayoría de los servicios del área de producción y transporte de hidrocarburos, sin embargo son materiales más difíciles de trabajar y de reacondicionar que el acero al carbono, adicional a que la ganancia en costos de inversión no son significativos.

15.3.- OTRAS CONSIDERACIONES EN LO REFERENTE A MATERIALES DE FABRICACION En servicios que quedan fuera de las recomendaciones del API 610/ISO 13709 la responsabilidad por la selección de los materiales de construcción de las bombas no debe quedar completamente en manos del fabricante del equipo. Lo más recomendable en esos casos y cuando se deben usar materiales fuera de la cobertura de las normas es solicitar al fabricante que demuestre la viabilidad del material en el servicio propuesto mediante un listado de referencias donde, se indique los equipos que están siendo aplicados en servicios similares, el tiempo de servicio, las condiciones de operación y las capacidades. En servicios de bombeo de petróleo, algunos especialistas recomiendan aceros aleados o inoxidables cuando para estos servicios no es requerido un material de este nivel de calidad. Para servicios de bombeo de crudo en rangos de mediana y alta energía se debe solicitar un casco de fundición de acero con componentes en rotativos en hierro fundido o en acero, tanto para lograr un buen nivel de costos de inversión inicial como para obtener la mantenibilidad y reparabilidad aceptable de los componentes de la bomba. En la nomenclatura del API 610/ISO 13709 corresponde a los códigos S-1 y S-4; donde en la clase de materiales S-1 la carcasa y el eje son de acero al carbono y los impulsores de fundición de acero, en la clase de materiales S-4 la carcasa, los impulsores y el eje son de acero al carbono. Se

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Uno de los servicios con mayor complejidad desde el punto de vista de los materiales son los servicios para bombeo de agua salada, agua de mar o agua de formación, en estos servicios no es posible la utilización de aceros al carbono porque las tasas de corrosión y erosión son muy altas causando la perdida de los equipos en plazos muy cortos. En ambientes donde existen cloruros como es el caso del agua de mar y agua de producción, los aceros inoxidables austeníticos de la serie 300 son sensibles y propensos a ser atacados por SCC (stress corrosion cracking), algunas soluciones dadas por fabricantes de bombas cubrir las superficies hidráulicas de las bombas de acero inoxidable austeniticas con pinturas y recubrimientos especiales para evitar el contacto del agua con el acero, sin embargo estas pinturas y recubrimientos con el uso se degradan o dañan dando pie al inicio de los ataques a estos aceros. En algunas instalaciones marinas se utilizó para inyección de agua salada y de producción NikelAluminum Bronce (NAB) que es resistente a la corrosión por picaduras e inter-granular en presencia de cloruros. Los mayores problemas observados en bombas multietapas que operaban a más de 69 bar (1.000 psi) fue erosión en las carcasas a nivel de las conexiones inter-etapas, donde se formaron unos pequeños caminos que comunican las áreas inter-etapas deteriorando el rendimiento de las bombas. En aplicaciones más recientes a partir de finales de los años 90 se ha generalizado el uso de los aceros Duplexs en servicios, debido básicamente al éxito logrado con estos aceros en las instalaciones petroleras del Mar del Norte donde se están aplicando desde los años 80. Los aceros Duplexs se fabrican desde los años 30 del siglo XX, pero su uso estaba limitado a aplicaciones muy específicas debido a los reiterados problemas

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observados con la reparabilidad y soldabilidad de estos aceros. Desde finales de los años 60 el uso de los aceros Duplexs se extendió debido a la mejora de los procesos de fundición que permitieron la adición de mayores cantidades de nitrógeno a las aleaciones inoxidable lo cual estabiliza la Austenita y reduce la formación de fases intermedias. Estos aceros están compuestos una mezcla proporcional de Austenita y Ferrita que constituye una estructura doble en la aleación. Los aceros Duplexs tienen mayor resistencia mecánica que los aceros Austeniticos tradicionales y alta resistencia a la corrosión por picaduras, a la corrosión intergranular y a la corrosión por ataque de cloruros. Su principal debilidad es la tendencia a formar fases inter-metálicas cuando son sometidos a altas temperatura, lo cual da como resultado la fragilización de la aleación.

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limitaciones para manejar solventes y aromáticos. El CPVC tiene mejor comportamiento que el PVC para manejar líquidos corrosivos calientes. El polipropileno (PP) tiene baja Gravedad Específica (0,91), pero posee buena resistencia a los solventes, a los ácidos y los productos alcalinos. Otro producto usado es el PTFE (politetrafluoroetileno) es uno de los productos que tiene mayor resistencia a la temperatura 260 °C (500 °F), su mayor desventaja es que comparado con otros materiales no metálicos posee baja resistencia a la abrasión y a los esfuerzos por tensión.

En la Industria Petroquímica se ha generalizado en algunas aplicaciones específicas, como es el caso del bombeo de fluidos ácidos o alcalinos, el uso de bombas centrífugas fabricadas con materiales no metálicos como el caso de los compuestos epóxidos reforzados con fibra de vidrio y los termoplásticos, estos materiales no están considerados ni en API 610 ni en la norma ASME B73.1. Estos compuestos pueden ser modelados y reforzados con armazones metálicas para mejorar su resistencia y capacidad para soportar carga. La capacidad de los materiales no metálicos para soportar carga es muy variable va a depender de una serie de factores como son la calidad de la fabricación, el tipo de material, cuales son los refuerzos estructurales etc. Los compuestos no metálicos tienen mejor comportamiento a la abrasión que el acero inoxidable debido a que por la conformación de su superficie tienen menor coeficiente de fricción, además el óxido que recubre y protege el acero inoxidable es continuamente removido por los abrasivos. Una limitación importante de los materiales no metálicos es su relativamente poca resistencia a altas temperatura, la mayoría de los materiales no metálicos usados en estas aplicaciones resisten temperaturas entre 60 y 120 °C (140 y 250 °F). Los termoplásticos más usa son el PVC y el CPVC que tienen buenas propiedades para resistir corrosión por acido, por productos alcalinos, sales disueltas y muchos otros químicos. Tiene

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16.- INSTRUMENTACIÓN Y CONTROL La instrumentación a usar en las bombas de baja y media energía aplicadas en servicios no críticos y servicios típicos de un área de producción, donde los fluidos no representan riesgos grandes para la salud, es bastante clásica y simple. Se limita indicadores locales de presión de succión y descarga, en algunos casos tienen indicación de temperatura. Desde el punto de vista práctico las bombas centrifugas son equipos extremadamente simples si es evaluado desde la visión de instrumentación y control. Cuando las exigencias del proceso y los niveles de energía se incrementan se hace necesario mejorar la instrumentación y actuar sobre el proceso para lograr los caudales y presiones bases del diseño de la planta o del sistema. Desde el punto de vista de procesos lograr el punto de operación establecido en las bases del diseño y poder atender las posibles bandas de caudales y presiones demandadas por el sistema en las diferentes situaciones operacionales usando el diseño básico de la bomba o el punto de garantía con el que se compró la bomba es prácticamente imposible. Adicionalmente a esto el operar fuera de la banda de mejor Eficiencia de la bomba o lejos del BEP incrementa la ineficiencia y el consumo de energía. Esto hace que sea necesario ajustar el rendimiento de la bomba para sincronizarlo con las variaciones y requerimientos del proceso. Las tres formas clásicas de hacer variaciones en la curva de rendimiento de las bombas son el estrangulamiento del flujo, el utilizar un sistema de recirculación y realizar control de la velocidad de la bomba. Otra vía para influenciar en la curva de rendimiento de la bomba es modificando el diámetro del impulsor, sin embargo esta es una intervención que modifica permanentemente la curva de rendimiento, las otras soluciones son más funcionales para un sistema y permiten el ajuste continuo de las variables de acuerdo con las exigencias del proceso.

16.1.- CONTROL POR ESTRANGULAMIENTO En este tipo de control se coloca una válvula en serie con la bomba para estrangularla o abrir el

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flujo y de esta forma ajustar la curva de rendimiento de la bomba reduciendo el flujo de acuerdo a las necesidades del sistema. Existen básicamente dos variantes del control por estrangulamiento el estrangulamiento a la descarga y el estrangulamiento a la succión. En el estrangulamiento a la descarga se aumentan las pérdidas del sistema por medio del estrangulamiento de una válvula colocada en la zona de descarga en serie con la bomba. Esta válvula puede ser manual o una válvula de control que se regula con señales de control del proceso como puede ser flujo, presión o temperatura. La figura 16-1 muestra un diagrama de cómo sería el arreglo de la válvula de estrangulamiento a la descarga y de cómo se comportarían las curvas del sistema luego de los ajustes. En la figura 16-1 es posible observar que el control por estrangulamiento a la descarga se realiza con una válvula que aumenta las pérdidas del sistema (curva H2), las cuales se suman a las perdidas originales (curva H1) del sistema, dando como resultado las perdidas representadas en la curva Hr, haciendo que el caudal Q1 inicial de la bomba con el sistema original, se desplace hasta el caudal Qr, que es el resultante del proceso de estrangulamiento y que es el caudal definido por el proceso.

Figura N° 16-1.- Control por estrangulamiento a la descarga. Fuente: Preparado por el autor

La otra posibilidad de control por estrangulamiento es estrangular a la succión, es decir colocar la válvula para controlar el flujo en la línea de succión lo cual produce un efecto similar al de estrangular a la descarga pero con el peligro de generar cavitación a nivel de la succión de la bomba. Por esta razón el control de flujo

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usando el estrangulamiento a la succión nunca debe ser utilizado. Este sistema de control tiene como ventaja su simplicidad, lo que hace que sea sencilla su implantación además de tener un costo relativamente bajo, el sistema puede ser tan básico como el que permite el estrangulamiento actuando manualmente sobre la válvula de regulación o tan complejo como el de disponer de un sistema automático gobernado por un PLC. También permite reducir el consumo de energía ya que hace a la bomba trabajar al flujo que necesita el sistema disminuyendo el consumo real de potencia, pero ese esfuerzo se diluye, ya que al reducir el caudal por estrangulamiento se podría hace trabajar la bomba en zonas de baja Eficiencia de la curva de rendimiento, llevando al sistema de bombeo a una reducción general de la Eficiencia.

16.2.- CONTROL POR RECIRCULACION En el control del rendimiento de las bombas centrifugas por recirculación en lugar de colocar una válvula en serie con la bomba, se coloca una válvula que regula el flujo en una línea de recirculación o derivación, es decir que parte del flujo manejado por la bomba se extrae de la línea de descarga y se retorna a algún lugar en el área de succión. La figura 16-2 muestra un diagrama con la configuración básica de un sistema con recirculación.

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el resultado de la resta del caudal total (Qt) que la bomba esta manejando menos el caudal de producto que está siendo recirculado (Qre). Esta solución es muy aplicada cuando los sistemas tienen demandas variables de caudal y estos caudales pueden ser muy reducidos llegando a estar próximos al flujo mínimo continuo y el flujo mínimo térmico. Entonces se hacer circular una mayor cantidad de fluido por la bomba regulado a que siempre sea superior al flujo mínimo continuo de la bomba, el caudal necesario por el proceso es enviado al sistema y el exceso recirculado al sistema de succión. La principal ventaja de esta solución es que permite al sistema operar con bajos flujos sin afectar la integridad de la bomba y que garantiza el flujo mínimo continuo necesario para evitar daños prematuros en las bombas. La principal desventaja es que se incrementa el consumo de potencia y reduce considerablemente la Eficiencia global del sistema de bombeo, debido a que se maneja mayor caudal que el realmente necesita el sistema, enviando el caudal no requerido por el proceso a la línea de recirculación, lo que representa un desperdicio de energía. En cuanto a la complejidad y costo de implantación de un sistema de recirculación se puede decir que es una solución intermedia.

16.3.- CONTROL POR CONTROL DE VELOCIDAD En los sistemas de control del rendimiento del sistema de bombeo por velocidad se modifica la velocidad entregada por el equipo impulsor para generar una nueva curva de rendimiento (curva QH) que en teoría debiera de estar más adaptada a los nuevos requerimientos del sistema. Estas curva en esencia son similares a la curva a 100% de la velocidad, serian paralelas a ella formando una familia de curvas que van disminuyendo su alcance a medida que la velocidad es reducida. La figura 16-3 muestra el diagrama de una configuración básica de un sistema de bombeo con capacidad para variar el flujo. En el diagrama se presenta el esquema de un variador de velocidad, pero también puede ser un equipo impulsor con velocidad variable como por ejemplo una turbina de vapor o una turbina a gas.

Figura N° 16-2.- Control por recirculación. Fuente: Preparado por el autor

Como se puede observar en la figura la curva que contiene el punto de operación requerido (Qr) es JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

En la figura 16-3 se observan las familias de curvas de rendimiento generadas en este caso por la reducción de la velocidad, pasando de una

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velocidad N1 para generar un caudal Q1, llegando hasta una velocidad N3 con caudal Q3. En teoría cada nueva curva se debe adaptar mejor a las condiciones del proceso en ese momento.

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16.4.- OTRAS CONSIDERACIONES PARA EL CONTROL Por razones operacionales y por la necesidad de automatizar los sistemas para optimizar las operaciones y el mantenimiento, las tendencias mundiales se están orientando a monitorizar remotamente la presión de succión, la presión de descarga, la temperatura del fluido bombeado, el caudal, la temperatura de los cojinetes radiales y de empuje, las vibraciones de los cojinete y otros parámetros particulares de cada servicio. Estas señales de procesos son enviadas a la sala de control y de operaciones, donde son procesadas por una computadora que registra los valores, registra tendencias, indica alarmas, administra los paros de servicio de acuerdo a la desviación observada.

Figura N° 16-3.- Control por variación de velocidad. Fuente: Preparado por el autor

Esta solución mantiene la Eficiencia global del sistema de bombeo, ocasionando variaciones pequeñas en este aspecto y reduce el consumo de potencia, ya que evita el manejo de flujo en exceso y la operación alejada de los puntos de mejor Eficiencia. El uso de este sistema de control tiene que ser valorado adecuadamente midiendo las ventajas reales y compararlas con el costo de inversión y mantenimiento del sistema de variación de velocidad. En la práctica es poco común observar variación de velocidad en las bombas centrífugas, sobre todo en las bombas pequeñas, donde la inversión inicial en un sistema de variación de velocidad adicional no justifica los ahorros de energía y las mejoras en la Eficiencia global del sistema de bombeo. Los variadores de velocidad eléctricos se aplican a sistemas de bombeo de mayor capacidad y potencia con procesos que exigen variaciones de puntos de operación como es el caso de los poliductos, los cuales manejan productos de diferentes densidades y a diferentes caudales, dibujando diferentes escenarios operativos para el sistema de bombeo. Allí por los niveles de potencia por la filosofía de ahorro de energía y la operación en zonas de alta Eficiencia de las curvas de rendimiento son variables relevantes para la selección del sistema de bombeo.

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Los controles de procesos pueden generar acciones de control en la bomba la complejidad y sofisticación va a depender de las necesidades y parámetros de control establecidos en la filosofía de control del sistema. Por ejemplo pueden existir asociados la bomba anunciadores de alarma e interruptores para la parada por bajo nivel del tanque, por alta vibración, etc. Como una recomendación general y para evitar impactar los proyectos con costos excesivos es recomendable solicitar sistemas de monitoreo continuo de vibraciones mecánicas para bombas centrífugas, en equipos que trabajaran a presiones mayores de 41 bars (600 psi), para potencias superiores a los 750 kW (1.000 HP) o en una combinación de ambas situaciones. Generalmente las bombas de estas capacidades, por su configuración tienen cojinetes de empuje hidrodinámicos, que deben llevar indicación de temperatura, en un 50% de las almohadillas de los cojinetes. Adicionalmente, para bombas de alta energía se recomienda la instalación de algún dispositivo para el control de flujo, que garantice que el flujo que maneja la bomba este por arriba del flujo mínimo continuo y el flujo mínimo térmico, de manera de mantener a la bomba trabajando en un punto, de la curva de rendimiento cercano al de mayor Eficiencia. Con esto se evitan daños acelerados en los impulsores y parte interna de la de la voluta, ya que en bajo flujo se disipa gran cantidad de energía en el interior de la bomba, acelerando el deterioro y desgaste de la misma.

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17.- MOTORES ELÉCTRICOS En la sección correspondiente a los equipos impulsores se tratan solamente y de manera referencial los motores eléctricos de corriente alterna, ya que estos equipos accionan la mayor parte de las bombas centrífugas existentes en la industria y de hecho el desarrollo de las bombas centrífugas en el siglo pasado, se debe fundamentalmente a la evolución de los motores eléctricos.

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de conexiones, los cojinetes y el ventilador. La figura N 17-1 muestra el diagrama en corte de un motor eléctrico de corriente alterna. Indicando los principales componentes.

El equipo impulsor, es por lo general, el renglón más costoso del conjunto motor-bomba. En muchas oportunidades cuando el fabricante o licitante oferta un conjunto de este tipo trata de disminuir el costo de la oferta, acoplando a la bomba motores que cumplen de forma marginal con las especificaciones del cliente. Cuando se especifica el equipo o cuando se realizan las aclaratorias técnicas los renglones que usualmente son ampliamente debatidos o problemáticos son el encerramiento del motor, el aislamiento, el material del rotor y los cojinetes. Lo fundamental de un motor eléctrico de corriente alterna o de un equipo impulsor es que posea la suficiente potencia cubrir los requerimiento de energía para que la bomba trabaje en la faja de procesos especificada y que el torque que desarrolle pueda mover la inercia del fluido durante la etapa de arranque y lo mantenga en movimiento durante el servicio. Existen a nivel mundial numerosos estándares que regulan la construcción de los motores eléctricos de corriente alterna los principales son el NEMA (National Electric Manufacturers Association) que cubre los motores fabricados principalmente en Estados Unidos de América, en el Canadá y en algunos países asociados. La norma más utilizada es la NEMA MG 1 y las dimensiones de estos motores son en unidades inglesas. Los motores eléctricos de corriente alterna fabricados en Europa y Asia siguen las regulaciones de las normas IEC/EN International Electrotechnical Commission, que aplican las dimensiones en unidades SI. Destaca en estas normas la IEC 60034 que tienen las prácticas que deben ser seguidas por los fabricantes que participan en la IEC. Los motores eléctricos básicos están compuestos fundamentalmente por el estator, el rotor, la caja JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

Figura N° 17-1.- Motor eléctrico en corte mostrando los componentes. Fuente: www.grundfos.com// Grundfos Motor Book

El estator es la parte estacionaria del motor eléctrico, está compuesta por una serie de bobinas las cuales son alimentadas con la corriente alterna. Estas bobinas modifican su polaridad cuando se les aplica la corriente alterna haciendo variar el campo magnético. Generalmente el material de las bobinas es cobre y la estructura que los soporta puede ser de aluminio, hierro u otros materiales similares. El aluminio se utiliza para las estructura de motores de baja potencia menores a 35 kW (50 HP) debido a que las estructuras de aluminio son propensas a deformarse con la temperatura, mayormente cuando las reparaciones del motor son realizadas de forma inadecuada. Los rotores son la parte móvil de los motores eléctricos y los diseños más usados de estator son los de jaula de ardilla, que es un tipo de construcción que recuerda un tipo antiguo de jaula usada para mantener las ardillas en cautiverio. El rotor está compuesto por un grupo de láminas radiales perforadas hechas en acero donde es insertado un eje de acero y además contiene barras de inducción paralelas al eje, hechas en aluminio o cobre. El motor trabaja y genera un torque que mueve la carga cuando el campo magnético, que se produce al introducir la corriente alterna en el estator, produce una corriente en el rotor al

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cruzarse el campo magnético variable con las barras inductoras. Esta corriente circula por las barras inductoras y crea un campo magnético alrededor de cada barra y como el campo magnético en el rotor esta cambiando constantemente esto genera el movimiento del rotor y por tanto de la carga asociada a este motor eléctrico. Los cojinetes son los elementos que soportan el eje del motor y lo mantienen concéntrico al estator. En la sección 11.- COJINETES de este libro se trató ampliamente sobre el tema. La caja de conexiones es donde son conectados los cables de alimentación eléctrica del motor. El ventilador está instalado en el lado no conducido del motor y está hecho para inducir una corriente de aire en la superficie externa del estator con la finalidad de remover el calor y mantener este componente dentro de la temperatura de diseño. En motores de mayores potencias, por arriba de 750 kW (1.000 HP) el sistema de enfriamiento es más sofisticado que de acuerdo al diseño incluye intercambiadores de calor con aire o con agua. Como se indicó el motor eléctrico de corriente alterna más comúnmente usado en la industria es el de rotor de jaula de ardilla los cuales son diseñados para velocidades específicas. Estas velocidades dependen de la frecuencia eléctrica y del número de polos del motor. Las frecuencias eléctricas más comunes son 50 Hz y 60 Hz y los polos van de dos hasta doce polos. La figura 172 muestra una tabla con las diferentes velocidades de los motores de acuerdo a la frecuencia y al número de polos del motor.

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Esta velocidad a la cual esta sincronizado el motor tiene un deslizamiento, que en la práctica es una reducción de la velocidad real del motor cuando se encuentra a plena carga y puede llegar hasta el 3% de la velocidad total. Un aspecto importante y con gran impacto en el desempeño de los motores es el tipo de aislamiento utilizado para las bobinas. Tanto la norma NEMA como la IEC 62114 tratan sobre la clasificación térmica de los motores básicamente tienen tres clasificaciones: La clase E que aplican para una temperatura ambiente de operación máxima de 49 °C (120 °F). La clase B para una temperatura máxima en la bobina de 130 °C (266 °F), clase F para una temperatura máxima en la bobina de 155 °C (311 °F) y la clase H con una temperatura máxima a nivel de bobina de 180 °C (356 °F). En muchas de las norma y prácticas recomendadas de la Industria Petrolera se recomienda aislamiento tipo F que es para alta temperatura y que por sus características ofrece un rendimiento superior a otros tipos de aislamiento menos costosos, los fabricantes insisten siempre en aplicar los aislamientos tipo B, menos costosos pero que resisten menos temperatura que un aislamiento del tipo F. El grado de protección es una de las variables importantes de definir en los motores eléctricos de corriente alterna aplicados en la Industria Petrolera. En la industria de motores Europeos para se sigue la norma IEC 60034-5 “Degrees of protection provided by the integraldesign of rotating electrical machines (IP code)Classification”, allí se establecen los grados de protección para los equipos eléctricos en lo relativo a la entrada de contaminantes sólidos y agua. Este código está compuesto por dos letras que son IP seguido de dos números el primer número indica el nivel de protección contra el ingreso de objetos sólidos y la segunda letra indica el nivel de protección contra el ingreso de agua.

Figura N° 17-2.- Tabla mostrando las velocidades del motor en RPM, para las diferentes frecuencias y de acuerdo al N° de polos.

La primera letra referente al ingreso de sólidos va de 0 (cero) que indica sin protección hasta 6 que indica que el motor es completamente aprueba de contaminantes sólidos. La segunda letra va desde 0 (cero) sin protección hasta 8 donde el motor debe estar protegido para una sumersión total en agua a las condiciones especificadas por el comprador.

Fuente: www.grundfos.com// Grundfos Motor Book

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Por ejemplo, si tenemos un motor eléctrico de corriente alterna con protección IP 55 (muy común en aplicaciones en plantas de procesos y unidades de producción para operaciones terrestres de la Industria Petrolera) indica que su protección contra sólidos es 5, lo protege contra sucio y contaminantes y la segunda letra la 5 indica que el motor eléctrico está protegido contra agua proyectada con una manguera en cualquier dirección. Otro nivel de protección muy usado para motores en operaciones costa afuera es la IP 56, donde el segundo número el 6 indica que está protegido contra olas o chorros de agua a alta presión proveniente de cualquier dirección.

motores eléctricos de corriente alterna, porque este tipo de encerramiento ha demostrado muchas ventajas y sobre todo robustez en los servicios típicos de la Industria Petrolera. La polémica se presenta debido a que los fabricantes recomiendan ampliamente la aplicación de los encerramientos WPI “Weather Proof I” ó WPII que son menos costosos que los TEFC.

La NEMA tiene otras especificaciones para los niveles de protección y los principales son los siguientes:

En cuanto a las normas que rigen la fabricación de las principales bombas usada en la Industria Petrolera la ASME B73.1 y la API 610/ISO 13709 se tiene lo siguiente:





Abierto (Open) El aire de enfriamiento circula libremente por los pasajes de ventilación del motor sin ninguna restricción. Abierto a Prueba de Sucio (ODP; OpenDust-Proof) el diseño es abierto al ambiente pero con canales de ventilación que poseen ángulos y pantallas que limitan la entrada de gotas de humedad y de contaminantes.



A Prueba de Ambiente Tipo I (WPI, Weather protected Type I) el motor está limitado para la entrada de lluvia, partículas, nieve y otros contaminantes.



A Prueba de Ambiente Tipo II (WPII, Weather protected Type II) posee las mismas características que el WPI pero con la ventaja que las partículas y elementos que ingresan al motor son descargadas sin que entren en contacto con los elementos eléctricos.





Totalmente Cerrado (TE, Totally Enclosed) Está completamente cerrado pero diseñado para operar sin la circulación libre de aire de enfriamiento en la parte interna y externa del motor. Totalmente Cerrado Enfriado por Ventilador (TEFC, Totally Enclosed Fan Cooled) Estos motores son totalmente cerrados y dispone de un ventilador accionado por el eje del motor que circula aire para enfriamiento.

Muchas empresas petroleras solicitan enceramientos y protección contra el ambiente del tipo TEFC "Total Enclosure Fan Cooler", para los JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

El uso de los encerramientos WP se ha extendido en las áreas de producción, donde no se requiere un encerramiento que proteja al motor del ambiente circundante y no existan atmósferas inflamables.

La norma ASME B73.1 no contiene ninguna referencia importante del tipo de equipo impulsor a utilizar o regulaciones necesarias para este tipo de equipos. La norma API 610/ISO 13709 establece en la sección 7 “Accessories” sub-sección 7.1 “Drivers” una serie de recomendaciones para garantizar que los motores eléctricos tengan suficiente potencia para cubrirán todo los posibles escenarios operacionales de las bombas como son las variaciones del proceso como por ejemplo cambio en las presiones, temperatura o características de los líquidos bombeados, así como ajustarse a cualquier condición de arranque y puesta en marcha de la planta. Indica que los motores eléctricos deben ser dimensionados de forma que la potencia nominal debe cubrir la condición de operación máxima incluyendo las posibles pérdidas de mecánicas en cojinetes, sellos, cajas de engranajes externas y acoplamientos. Los motores eléctricos deben tener potencia incluyendo el factor de servicio tal como es indicada en la tabla N° 12 de esa norma, de al menos un 125% de la potencia requerida por la bomba en el punto de garantía, cuando la potencia del motor no excede de 22 kW (30 HP). Cuando la potencia del motor esta entre 22 y 55 kW (30 y 75 HP) la potencia debe ser 115% de la potencia requerida en el punto de garantía. Cuando la potencia excede los 55 kW (75 HP) la potencia debe ser 110% la potencia requerida por la bomba en el punto de garantía.

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En cuanto a la vida de los cojinetes es recomendable que los motores eléctricos tengan una vida esperada similar a los calculados para la bomba centrífuga. Como referencia el API 610/ISO 13709 recomienda que la vida esperada del cojinete L10h de al menos 25.000 horas para el manejo de cargas relacionadas con la operación a la condición de diseño o 16.000 horas cuando se opera a la máxima carga tal como lo exige el API para la selección de cojinetes a instalar en las bombas centrífugas.

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18.- VIBRACIÓN MECÁNICA EN BOMBAS CENTRÍFUGAS La vibración mecánica es el movimiento de oscilación de un cuerpo en base a un punto de referencia causado por fuerzas dinámicas e hidráulicas. Las vibraciones en las bombas se deben considerar cuando superan los límites establecidos por las instituciones, sociedades de normalización y fabricantes de equipos.

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análisis de orbitas debido a que permiten visualizar el movimiento del eje, la excentricidad, inestabilidad, efectos de la precarga, etc. Estas orbitas son generadas al combinar las señales provenientes de dos canales diferentes de medición que se encuentran separados 90 grados uno del otro. La figura resultante es una órbita que de acuerdo a su forma indica el fenómeno que se está presentando en el equipo por ejemplo, desalineación, soltura mecánica, etc. La figura 18-2 muestra la órbita generada al combinar dos señales de vibración tomada con instrumentos separados 90 grados.

Existen diferentes métodos para evaluar la información presente en las vibraciones mecánicas. Las lecturas pueden ser realizadas en el dominio del tiempo es decir amplitud contra tiempo. La figura 18-1 muestra un registro de vibración en función del tiempo.

Figura N° 18-2.-

Orbita generada al combinar las lecturas de vibración.

Fuente: http://zone.ni.com/images/reference/en-XX/help/372416A01/orbit_plot.gif

Figura N° 18-1.-

Registro de vibración en función del tiempo.

Fuente: www.onosokki.co.jp

Esta metodología era aplica en la fase inicial del desarrollo de los análisis de las vibraciones mecánicas para el diagnóstico de la condición de las maquinarias, sin embargo el análisis resultaba laborioso y poco práctico para aplicaciones industriales debido a que de forma prácticamente manual se trataba de aislar los diferentes eventos presentes en la información de vibración que por lo general era una forma de onda compleja, ya que en la onda en función del tiempo existen varias frecuencias presentes. En la actualidad se continúan realizando análisis en el dominio del tiempo para algunos diagnósticos específicos como es el caso de determinar la frecuencia natural del sistema mediante impacto con una fuerza calibrada. También se continua utilizando para realizar

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Las vibraciones también pueden ser presentadas en función de las frecuencias de vibración que también es denominado espectro de vibración. La vibración es un movimiento oscilatorio inducido por fuerzas dinámicas o hidráulicas en la bomba, entonces la frecuencia de vibración es el número de ciclos de vibración por minuto. Los espectros de vibraciones se tornaron la metodología más utilizada en aplicaciones industriales para el análisis de las vibraciones mecánicas básicamente porque permite diferenciar en la forma de onda como es la contribución en la magnitud de la vibración de cada frecuencia existente en el espectro lo que lo hace una herramienta invalorable en el diagnóstico. En los diseños iniciales de sistemas para la colecta de datos de vibración que utilizaban las frecuencias de vibración como herramienta de diagnóstico se utilizaban filtros en los equipos que

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permitían separar las frecuencias de interés para el análisis individual de cada una de ellas. Sin embargo los equipos tenían limitaciones en la resolución, la operación de filtración de las frecuencias se realizaba manualmente mediante sintonizadores, para luego graficar manualmente los resultados. La operación de colecta de datos y análisis era un trabajo tedioso, consumía mucho tiempo en el proceso de filtración y de interpretación de los datos. La evolución de los equipos para colectar y procesar datos de vibraciones mecánicas introdujo el procesamiento de la información con la ayuda de la FFT (Fast Fourier Transform) con lo que el procesamiento se realiza en tiempo real, separando las amplitudes observadas en cada frecuencia de vibración. La figura 18-3 muestra el diagrama de un espectro de vibración en función de la frecuencia.

Figura N° 18-3.- Espectro de vibración en función de la frecuencia.

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Los transductores de desplazamiento o transductores de no contacto miden el movimiento relativo del eje. El transductor es una bobina plana instalada en una punta de resina que es montada en las cajeras de cojinetes para monitorizar el movimiento del eje. Esta bobina es alimentada con una corriente que genera un campo magnético que varía de acuerdo con la proximidad del eje u elemento al cual se quiere medir el comportamiento dinámico. La lectura de salida es desplazamiento en milésimas de pulgadas o micras. Las medidas se pueden representar en μm o milésimas de pulgada picopico, μm o milésimas de pulgada pico o μm o milésimas de pulgada RMS. La amplitud pico-pico es la distancia desde un pico positivo de la onda hasta un pico negativo de la onda, en la realidad se está midiendo el desplazamiento total del eje. La distancia pico es la medida desde cero hasta el punto de equilibrio de la onda. La medida RMS (Root Mean Square Amplitude) es la raíz cuadrada del cuadrado del promedio de valores de la forma de la onda En el caso de una onda senoidal (es aplicable solo en este caso) el valor de RMS es de 0,707 el valor pico. El valor de RMS es proporcional al área bajo la curva. La figura 18-4 muestra como son las diferentes medidas de amplitud.

Figura N° 18-4.-

Fuente: http://www.zone.ni.com/images/..........

Diferentes medidas de desplazamiento en vibraciones mecánicas.

Fuente: www.dliengineering.com/vibman/vibrationamplitudemeasurement

18.1.- COMO ES MEDIDA LA VIBRACION Y COMO ES INTERPRETADA La vibración puede ser medida de muchas formas diferentes la más común es utilizando transductores de vibración, donde destacan los transductores de desplazamiento o transductores de no contacto (Eddy Current Probe), los transductores de velocidad y los acelerómetros.

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Las medidas con transductores de desplazamiento son aplicadas a equipos que tienen cojinetes hidrodinámicos donde es posible monitorizar directamente el movimiento del eje. Los transductores pueden trabajar hasta temperaturas de 350 °C (660 °F) con el blindaje adecuado. La figura 18-5 muestra el diagrama de un transductor de desplazamiento montado en una caja de cojinetes monitorizando las vibraciones de un eje.

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Las últimas generaciones de velocímetros están diseñadas en base a sistemas piezoeléctricos eliminándose los resortes, las bobinas y los elementos que daban lugar a los movimientos dentro del velocímetro. En los diseños tradicionales operaban hasta 120 °C (250 °F). Las medidas de velocidad se hacen en mm/s RMS, o in/s pico.

Figura N° 18-5.-

Diagrama de un transductor de desplazamiento.

Fuente: www.gepower.com/prod_serv/products/oc/en/bently....

Los velocímetros son elementos diseñados para medir la velocidad de las vibraciones mecánicas, la velocidad de vibración es medida con los velocímetros. Los diseños iniciales de velocímetros estaban compuestos por una masa o magneto soportada por resortes, que se movía en medio de un campo magnético generado por una bobina. Cuando la masa se movía hacia variar este campo magnético generando la señal de velocidad de la vibración mecánica. Los velocímetros mecánicos presentaban muchas limitaciones debido a su construcción. La masa o magneto, los resortes para recuperación del punto de equilibrio y la bobina no podían acompañar un rango tan amplio de frecuencias, debido a que por ser elementos mecánicos tienen límites bajos en sus capacidades y tenían movimientos relativamente largos. Además ellos presentaban desgaste, descalibración frecuente, daños y pérdida del aceite interno, imposibilidad de operar en posición vertical con el cable de conexiones hacia abajo. La figura Nº 18-6 muestra el diagrama en corte de un velocímetro mostrando las partes principales.

Los velocímetros son una opción para el monitoreo manual de las vibraciones mecánicas de bombas centrífugas cuando ellas cuentan con cojinetes de elementos rodantes o cuando la accesibilidad a las cajeras de cojinetes mediante la perforación de agujeros para instalar los transductores de desplazamiento no está permitida o. Los velocímetros para equipos portátiles traen un imán en uno de los extremos lo que le permite que pueda ser fijado a la carcasa de la mayoría de los equipos rotativos. Los acelerómetros modernos tienen otro diseño constructivo, ya que su principal elemento es un cristal o una cerámica piezoeléctrica que actúa en conjunto con una masa. El movimiento de la masa excitada por las vibraciones del equipo con el cual esta interactuando el cristal genera una presión sobre el elemento piezoeléctrico. La presión crea un diferencial de polaridad que da lugar a un voltaje que es registrado y convertido en una medida de aceleración. La figura Nº 18-7 muestra el diagrama en corte de un acelerómetro.

Figura N° 18-7.- Diagrama en corte de un acelerómetro. Fuente: www. content.honeywell.com.....

Figura N° 18-6.-

Diagrama en corte de un velocímetro.

Las medidas de aceleración son en g pico (donde 2 2 un g es 9,8 m/s ) o en m/s rms. Las medidas de aceleración tienen mayor aplicación a altas frecuencias, para medir el comportamiento de engranajes o de cojinetes de elementos rodantes.

Fuente: www.apcs.net.au….

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18.2.- QUE DICEN EL ASME B73.1 Y EL API 610 SOBRE VIBRACION El ASME B73.1 refiere las vibraciones a lo indicado por el Instituto de Hidráulica en la HI 1.6 “Centrifugal Test” y debe estar en la banda correspondiente al nivel “A”. El API 610 11ava Edición comenta ampliamente la vibración mecánica y sus límites en la sección, 6.9.3 Vibration. Allí indica que la vibración mecánica debe estar dentro de los límites aceptables en la región preferida de operación establecido en la figura 30, “Relationship between flow and vibration”, de la norma En esta misma figura se indican los flujos. límites los cuales deben estar entre el 70 y 120% del BEP. Muy a la derecha y muy a la izquierda de la curva de rendimiento se incrementan drásticamente las vibraciones mecánicas de las bombas. En las figuras siguientes de la norma se indican los puntos en los cojinetes donde deben ser medidas las vibraciones y los arreglos para el montaje, cubren los diferentes diseños de bombas La norma indica que en la pruebas de aceptación de las bombas la vibración mecánica debe ser medida en un rango de frecuencias de entre 5 y 1.000 Hz (300 y 60.000 RPM) en cada punto de medición previsto para la prueba. Otro aspecto importante es la previsión para cubrir con la medición de las vibraciones hasta 2Z, donde Z es el número de álabes del impulsor. Es decir cubrir con el análisis el doble de las frecuencias multiplicadas por el número de alabes de los impulsores. Las vibraciones mecánicas totales no filtradas (overall) medidas en las cajeras de cojinetes deben ser medidas en velocidad RMS, mm/s (in/s). La vibración del eje se debe hacer en desplazamiento pico-pico en μm (mils). La vibración total no filtrada o “overall” es cuando se toma el valor de vibración total registrado por el equipo sin discriminar a que frecuencia está el mayor nivel de vibración, es decir la medida es tomada sumando los principales picos o magnitudes observados en el espectro de vibración. Los límites aceptados por el API 610 para las vibraciones mecánicas en bombas de succión frontal y entre cojinetes están indicados en la Tabla Nº 8 “Vibration limits for overhung and betweenJOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

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bearings pumps”, de la norma y en la Tabla Nº 9 “Vibration limits for vertically-suspended pumps”, se indican los límites para las bombas verticales suspendidas. En la figura 34 de esta norma se indican los límites de vibración para bombas que giran a velocidades mayores a 3.600 RPM y /o absorben más de 300 kW (400 hp) por etapa. La tabla Nº 8 establece que las lecturas de vibración no filtradas (overall) en bombas de succión frontal para velocidades menores a 3.600 RPM o potencias de 300 kW (400 hp) no debe superar los 3,0 mm/s RMS (0,12 in/s RMS). La vibración filtrada debes ser menor al 0,67 de este valor. La vibración filtrada significa que los valores son indicados de acuerdo a la frecuencia en la cual estén presentes, por lo general se toma el mayor valor observado en el espectro de vibración para indicar la magnitud de la vibración filtrada. En bombas equipadas con cojinetes hidrodinámicos que disponen de transductores de desplazamiento la, máxima vibración aceptable es de 50μm (0,002 pulgadas) pico-pico, para valores filtrados la vibración no debe ser mayor a 0,33% del valor no filtrado. En todos los casos la vibración en cualquier punto de operación dentro de la región de funcionamiento recomendada no debe ser mayor al 130% del máximo valor aceptado. Las bombas centrífugas de mayor potencia para velocidades por arriba de 3.600 RPM y /o potencias mayores a 300 kW (400 hp) se debe utilizar la figura 34 de la norma que indica que el mayor valor a cualquier velocidad es de 4,5 mm/s RMS o 0,18 in/s RMS. Existen otras variantes que generan valores a menor velocidad pero estos valores están por debajo de las antes indicados. La tabla Nº 9 establece los valores de vibración para las bombas verticales y suspendidas. La tabla 9 indica las lecturas de vibración no filtradas (overall) no deben superar los 50 mm/s RMS (0,20 in/s RMS). La vibración filtrada debes ser menor al 0,67 de este valor. En bombas equipadas con cojinetes hidrodinámicos que disponen de transductores de desplazamiento la máxima vibración aceptable es de 100μm (0,004 pulgadas) pico-pico, para valores filtrados la vibración no debe ser mayor a 0,75% del valor no filtrado. En todos los casos la vibración en cualquier punto de operación dentro de la región de funcionamiento

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recomendada no debe ser mayor al 130% del máximo valor aceptado. Existe una recomendación general en la norma para atender los equipos que tienen sistemas de velocidad variable e indican que la vibración a una velocidad mayor a la máxima velocidad continua no puede exceder el 150% del máximo valor de vibración a la velocidad máxima continua.

18.3.- CAUSAS DE LAS VIBRACIONES EN LAS BOMBAS CENTRÍFUGAS Instintivamente en la industria valores de vibración por arriba de 0,2 in/seg. o 5 mm/seg es un indicativo de mal funcionamiento en el equipo, sin referirse a ninguna norma en particular. Para la evaluación del mal funcionamiento con la herramienta de vibraciones se combina la amplitud o la velocidad de la vibración con la frecuencia a la cual se manifiesta esta vibración. Por ejemplo si la vibración se presenta a 1x indica que la vibración se está presentando a una frecuencia similar a la velocidad de giro, es decir que si la velocidad de giro es 3.600 RPM y observamos vibración a 1x, tendremos que la vibración se está presentando a 3.600 ciclos/minutos o a 60 Hz, ahora si la vibración se presenta a 2x tendremos que se está magnificando a dos veces la velocidad de giro y tendremos entonces 7.200 ciclos/minuto o 120 Hz. Las vibraciones en las bombas tienden a incrementarse y superar los límites considerados como normales debido a daños o defectos en la fundación, desalineación entre la bomba y el equipo impulsor, desbalance del rotor, bajo NPSHA, vórtices, pulsaciones de presión, inestabilidad hidráulica, cavitación, resonancia, holgura excesiva, daños en los cojinetes y una serie de eventos adicionales. La bibliografía existente provee mucha información sobre las vibraciones de naturaleza mecánica, sin embrago discuten muy poco sobre la naturaleza de las vibraciones originadas por las fuerzas hidráulicas en una bomba. Una buena práctica para evitar complicaciones hidráulicas que pudiesen generar altas vibraciones en las bombas centrífugas es operar

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las bombas a caudales próximos al BEP, no mantener en servicio bombas con flujo muy por arriba de su caudal de diseño y finalmente no operar bombas a muy bajo flujo. El API 610 establece un rango de operación preferencial de entre 70 y 120% del BEP. Las principales causas de vibración en las bombas centrífugas se describen brevemente a continuación:

a.- Desbalance: El desbalance es el líder en las causas de vibración anormal en las bombas. Se presenta normalmente a 1x (la frecuencia de vibración es una vez la velocidad de trabajo de la bomba). En esta situación la vibración radial esta fuera de fase, es errática y la vibración axial se encuentra en fase y es estable. El desbalance ocurre debido a que el centro de masa del rotor es distinto al centro de rotación del motor. Las principales causas del desbalance son desgaste, ajuste inadecuado de los impulsores, fallas en la fundición de los impulsores, fracturas, roturas, etc. La figura 18-8 muestra un espectro de vibración de un problema con una amplitud marcada a 1x la velocidad de trabajo.

Figura N° 18-8.-

Espectro mostrando vibración por desbalance.

Fuente: www.machinerylubrication.com/Read/225/unbalance-misalignment

b.- Desalineación: La desalineación ocurre cuando los centros de rotación del eje del motor y el eje de la bomba están fuera de línea uno con el otro. Existen dos tipos de desalineación la desalineación angular y la desalineación paralela. En la desalineación angular los centros de rotación de los dos ejes hacen un ángulo presentando vibración a la frecuencia de 1x velocidad de rotación, si se observa alta vibración axial a 1x y 2x RPM, se observa también una diferencia de fase de 180 grados cuando se mide la vibración axial en las dos secciones del acoplamiento. En la desalineación paralela la mayor magnitud de la vibración radial se observa

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a 2x aunque presenta componentes a frecuencias 1x y 3x. En estos casos la vibración axial se encuentra fuera de fase y es estable, la vibración radial entra y sale de fase continuamente.

c.- Recirculación en el impulsor: La recirculación en el impulsor y holguras inadecuadas pueden causar vibración axial. Operar a flujos muy por debajo del Punto de Mejor Eficiencia causa recirculación a la succión y a la descarga del impulsor tal como se indicó en la sección 8 correspondiente al Flujo Mínimo. Esta recirculación causa vibración y pulsaciones que se manifiestan a frecuencias entre 0,1x y 0,2x. En este tipo de fenómeno la vibración axial está en fase pero es errática, así como la vibración radial que está en fase pero también es errática.

Figura N° 18-9.-

Espectro mostrando el paso de alabe a una frecuencia Zx.

Fuente: preparado por el autor

g.- Cavitación; La cavitación genera una d.- Inestabilidad Dinámica: La inestabilidad dinámica, que origina vibraciones indeseables en las bombas es causada por holguras excesivas en los cojinetes, lubricación marginal, latigazo de aceite. Esta inestabilidad se manifiesta a frecuencias entre 0,3x y 0,6x. Aquí la vibración axial está en fase y es errática; la vibración radial está fuera de fase pero es estable.

vibración caótica, sin patrón determinado a alta frecuencia con un ancho grande de banda, generalmente se superpone con las frecuencias de paso de alabe. La gran cantidad de eventos generados por el colapso de las burbujas genera estos picos de vibración a alta frecuencia. La figura 18-10 muestra un diagrama indicando como sería un espectro de frecuencia por cavitación.

e.- Inestabilidad hidráulica; El incremento de la holgura de los anillos de desgaste de los pistones de balance y sellos inter-etapas o la por operación fuera del BEP las condiciones de mejor Eficiencia y los remolinos en la descarga del impulsor causan inestabilidad hidráulica. Otro factor con influencia determinante en esta inestabilidad es el ajuste incorrecto de los “Gap A y B”. La vibración causada por estos desbalances se produce a una frecuencia que va desde 0,4x a 0,9x. La vibración axial está en fase, es errática y la vibración radial está fuera de fase pero es estable.

f.- Paso de alabe; Esta vibración es común en las bombas centrífugas sobre todos las multietapas no es una vibración que genere suficiente energía para causar daños directos sin embargo genera ruido y al final la vibración puede causar falla de los cojinetes y desgaste de los componentes. La vibración por paso de alabe se presenta a un múltiplo de la velocidad por el número de alabes del impulsor a la denominada frecuencia de paso de alabe ¨Blade Pass Frecuency¨ El resultaría en Zx, donde Z es el número de alabes y x sería la frecuencia. En este caso se observan también picos de vibración a 2Zx y 3Zx. La figura 18-9 muestra cómo se vería el espectro cuando hay información a las frecuencias Zx que representa el paso de alabe. JOSE MIGUEL ACOSTA PEREZ

Figura N° 18-10.- Espectro mostrando el comportamiento por cavitación. Fuente: preparado por el autor

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19.- PRINCIPALES TIPOS DE BOMBAS CENTRIFUGAS A continuación se describen brevemente los tipos de bombas centrífugas usadas con más frecuencia en la Industria Petrolera. Los principales tipos de bomba son las de succión frontal (OH1 y OH2 de acuerdo con la nomenclatura del API 610), bombas verticales en línea (OH3, OH4 y OH5), las horizontales multietapas (BB3, BB4 y BB5), las horizontales doble succión (BB1) y las verticales tipo turbina (VS1).

19.1.- BOMBAS DE SUCCIÓN FRONTAL Las bombas de una sola etapa, succión frontal, radialmente partidas y descarga en el tope, son las bombas más usada en los procesos generales de la Industria Petrolera, denominada bomba de procesos de refinería, La figura N° 19-1 muestra la fotografía de una bomba de succión frontal, con carcasa de montaje central fabricada siguiendo el API 610.

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Estos diseños de bombas pueden ser fabricados siguiendo el API 610 las montadas en el centro o OH2 de acuerdo a la misma nomenclatura del API, con impulsores completamente cerrados, anillos de desgaste y sellos mecánicos como elementos sellantes, los cojinetes de estas bombas son lubricados con aceite, ellas pueden trabajar en los diseños estándar con presiones de hasta 52 bars (750 psig) a una temperatura de hasta 260 °C (500 °F). También pueden ser diseñadas siguiendo el ASME B73.1, las bombas fabricadas con esa norma tienen la denominación OH1, son fijadas en el pie o la base (foot-mounted), pueden usar impulsores abiertos, semi-abiertos además de los cerrados, el uso de los anillos de desgaste no es obligatorio, pueden tener como elemento sellante del eje las empaquetaduras y los cojinetes de estas bombas pueden ser lubricados con grasa. Los diseños estándar de estas bombas manejan una presión máxima de 20 bars (300 psig) a una temperatura de 150 °C (300°F). La principal ventaja de las bombas ASME es que son construidas en dimensiones estándar para permitir la intercambiabilidad entre diferentes bombas de un mismo fabricante. Las bombas de succión frontal como su nombre lo dice tienen la succión en la parte frontal de la carcasa y la descarga está orientada hacia el tope de la bomba, las principales virtudes de estas bombas son su simplicidad, bajas necesidades de mantenimiento y bajo costo de inversión inicial, debido a que para tamaños pequeños las carcasas pueden ser fundidas en una sola pieza. Los rangos de energía de estas bombas van de bajas a medias.

Figura N° 19-1.- Diagrama de una bomba de succión frontal API 610, en su base, tipo OH2. Fuente: http://www.ruhrpumpen.com/pdf_literature/SCE%20Bapril05_ CyA4.pdf

La bomba de succión frontal es la bomba típica para procesos industriales y su aplicación gama de productos y servicios que incluye petróleo crudo, diesel, nafta, agua cruda, agua contaminada, fluidos de desechos (slurry), pulpa de papel. Las bombas para servicios ligeros y medios se fabrican siguiendo la norma ASME B73.1 y las bombas para servicios pesados se fabrican siguiendo el API 610/ ISO 13079.

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Las bombas de succión frontal son radialmente partidas, la vista en corte de una de estas bombas en la figura N° 19-2 permite observar que al ser radialmente partida el grupo eje, cojinetes e impulsor puede ser extraído de la carcasa sin que se requiera desconectar las tuberías de la carcasa principal. El impulsor va roscado o sujetado con una tuerca a un cambio de diámetro o escalón del mismo eje. El cojinete de empuje está ubicado del lado acoplamiento, de acuerdo con el servicio donde serán aplicadas pueden tener algunas variantes en los diseños por ejemplo, en servicios de alta temperatura pueden contener cavidades en la caja de cojinetes para conectar agua para el enfriamiento de la bomba.

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Las bombas verticales en línea tienen la succión y la descarga orientadas lateralmente, son muy económicas en su mantenimiento. La limitación principal de este tipo de bomba está en el diseño funcional que es para capacidades bajas y medias. El diseño es una variación de las bombas de succión frontal de procesos, la carcasa se define de tal manera que las boquillas de descarga y succión están en línea. De acuerdo con la designación API 610 existen cuatro tipos de bomba vertical en línea la OH3, OH4, OH5 y OH6. Figura N° 19-2.- Diagrama en corte de una bomba de succión frontal tipo OH1. Fuente: Flowserve Corporation, en www.flowserve.com/Products /Pumps

Los cojinetes están contenidos en un módulo, que también dispone de un recipiente para el aceite lubricante; los cojinetes son de elementos rodantes o antifricción. En este tipo de bomba en particular se usa la lubricación por baño de aceite o por anillos de aceite.

19.2.- BOMBAS VERTICALES EN LÍNEA

Las OH3 son bombas verticales en línea que tienen un conjunto de cojinetes separados que son colocados sobre el eje de la bomba antes del acoplamiento. Las bombas OH4 están acopladas directamente al motor vertical mediante un acoplamiento rígido, las fuerzas axiales son absorbidas por los cojinetes axiales del motor eléctrico. En las bombas verticales en línea OH5 el impulsor de la bomba está montado directamente en el eje del motor eléctrico sin acoplamientos intermedios. Las bombas verticales en línea de alta velocidad que poseen una caja de engranajes integrada a la bomba son designadas en la nomenclatura API 610 como OH6. La figura N° 19-4 muestra un diagrama en corte de una bomba en línea.

Las bombas verticales en línea son las más usadas en las refinerías, fundamentalmente por su economía de espacio, ya que por su disposición vertical el motor está en la parte superior de la bomba ahorrando espacio horizontal, no requieren bases firmes por estar sostenidas por las tuberías, pudiéndose colocar varios pisos de bombas sobre elevados. La figura N° 19-3 muestra el diagrama de una bomba en línea.

Figura N° 19-4.-

Diagrama en corte de una bomba en línea, tipo OH4.

Fuente: http://www.flowserve.com/Products/Pumps/Overhung/I...

En este diseño de bombas el soporte del motor es montado directamente una extensión de la caja de empaquetaduras de las bombas y no requiere acoplamiento flexible. La disposición de la bomba permite extraer el impulsor sin soltar la bomba de las tuberías. Figura N° 19-3.- Diagrama de una bomba vertical en línea, tipo OH4 . Fuente: http://www.prestigepumps.co.uk/products/centrifugal-pumps/castiron-centrifugal-pumpsl

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En los diseños estándar la bomba no posee cojinetes para sostenerla, solamente tiene un buje en el área próxima al impulsor, que es lubricado con el mismo producto bombeado. En algunos diseños

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muy particulares se suministran cojinetes de empuje en la bomba colocados en la parte superior del eje. La bomba se apoya en los cojinetes de empuje del motor.

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puede sacar el rotor completo sin necesidad de desmontar las conexiones a las tuberías, ya que las conexiones a las tuberías están en la parte inferior de la bomba.

19.3.- BOMBAS HORIZONTALES MULTIETAPAS Las bombas centrífugas horizontales multietapas son los diseños de bombas más costosos dentro del campo de las bombas centrífugas, debido a que están diseñadas para desarrollar presiones superiores a las bombas centrífugas corrientes. Las etapas van de dos hasta doce (12) etapas, en los tamaños comerciales, el número de etapas está limitado principalmente por la deflexión y la separación entre los dos cojinetes radiales. La primera etapa puede ser de succión simple o de doble succión. Las bombas centrífugas multietapas horizontales están disponibles en una gran variedad de configuraciones donde destacan la horizontalmente partida tipo voluta o axialmente partida designada como BB3 en la nomenclatura del API 610 y la de barril tipo difusor, radialmente partida entre cojinetes, designada como BB5 por el API 610. Existen otros dos tipos de bombas multietapas que no serán descritas en este manual, la radialmente partida entre cojinetes de dos etapas o BB2 y la radialmente partida de carcasa simple entre cojinetes o BB4. 19.3.1.- BOMBA MUTIETAPAS, AXIAL-MENTE PARTIDA, ENTRE COJINETES (BB3)

Figura N° 19-5.- Diagrama de una bomba multietapas axialmente partida, tipo BB3. Fuente: oceanpump.en.made-in-china.comI...

Debido a los niveles de energía que son manejados por estas bombas es necesario minimizar el desbalance axial de las fuerzas hidráulicas generadas internamente por la bomba. El desbalance axial se controla mediante la colocación de los impulsores opuestos lo que hace que las fuerzas hidráulicas se compensen, los desbalances remanentes son remediados mediante platos y pistones de balance. Las bombas axialmente partidas son construidas con doble voluta para equilibrar los esfuerzos radiales. La figura N° 19-6 muestra un diagrama en corte de una bomba multietapas axialmente partida.

Esta bomba es aplicada generalmente en fluidos a temperaturas moderadas hasta 200 °C (400 °F) y hasta 100 bars (1.450 psi) de presión de descarga que es la presión máxima recomendada por el API 610/ISO 13076. Algunas empresas operadoras de la industria son más conservadoras y limitan aún más el rango de operación de la bomba encuadrándola en 65 Bars (1.000 psi) y 100 °C (212 ºF). La figura N° 19-5 muestra el diagrama de una bomba multietapas axialmente partida, designada como BB3 en el API 610. En la figura 19-5 es posible observar que la carcasa de la bomba está divida horizontalmente, las dos mitades están fijadas mediante un conjunto grande de pernos y tuercas. Una de las ventajas de las bombas axialmente partidas multietapas es que removiendo la tapa superior se

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Figura N° 19-6.- Diagrama de una bomba multietapas axialmente partida en corte. Fuente: http://www.clydeunion.com/sites/clydeunion.com/files/CUPBB3%20Brochure.pdf

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Como se dijo en los párrafos anteriores en la figura 19-6 es posible observar como los impulsores son colocados inversos de lado y lado para balancear el empuje axial, es de destacar la cantidad de agujeros que es posible identificar en la mitad inferior de la carcasa para la colocación de los pernos de fijación. En la mitad inferior de la carcasa estas las bridas de succión y descarga lo que permite retirar el rotor de la bomba sin desconectar la bomba de la tuberías.

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Las bombas tipo barril tienen doble carcasa una carcasa externa en forma de barril, donde es insertada otra carcasa que contiene una serie de difusores cortados radialmente, para formar cada una de las etapas de la bomba. La figura N° 19-8 muestra un diagrama en corte de una bomba multietapas, doble carcasa, radialmente partida, entre cojinetes, tipo barril.

19.3.2.- BOMBA MUTIETAPAS DE DOBLE CARCASA RADIALMENTE PARTIDA ENTRE COJINETES (BB5) El otro diseño de bomba multietapas es el llamado de barril, tipo difusor, radialmente partida, de doble carcasa, entre cojinetes, ellas tienen la designación BB5 en la nomenclatura API 610. Ellas son usadas en servicios de alta energía que pueden alcanzar presiones de hasta 400 bars (6.000 psi) y temperaturas de hasta 427 °C (800 °F) en diseños considerados como estándares. La figura N° 19-7 muestra el diagrama de una bomba multietapas, doble carcasa, radialmente partida tipo barril, entre cojinetes, tipo BB5.

Figura N° 19-8.- Diagrama en corte de bomba multietapas radialmente partida tipo barril del tipo BB5. Fuente: http://www.flowserve.com/Products/Pumps/Overhung/I

Estas bombas vienen preparadas en forma de cartucho, es decir que el rotor con los difusores, y cajas de cojinetes están contenidas en la carcasa interna, esto facilita el mantenimiento, ya que un cartucho puede ser reemplazado por otro en un tiempo mucho menor que hacerlo sin este sistema. Existen variantes de las bombas multietapas doble carcasa, donde la carcasa interna es una carcasa tipo voluta, sin embargo tienen limitaciones para soportar eficientemente presiones sobre los 240 bars (3.500 psi).

Figura N° 19-7.- Diagrama de bomba multietapas, radialmente partida tipo barril. Fuente: http://www.ukrainemade.com/category/industrial_equipment/364

Por las altas cargas para las cuales están diseñadas estas bombas los sistemas de lubricación usados son del tipo forzado y los cojinetes de empuje son del tipo hidrodinámico de zapatas basculantes. Los diseños de bombas de barril tienen elementos reductores del empuje axial, tales como los pistones de balance, líneas de balance y la fuerza axial remanente es absorbida por el cojinete de empuje.

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19.4.- BOMBAS DOBLE SUCCIÓN AXIALMENTE PARTIDA ENTRE COJINETES La bomba doble succión, axialmente partida, entre cojinetes, es un diseño de bomba muy usado para manejar relativamente altos flujos y a relativamente bajos cabezales, las cuales son designadas como BB1 por el API 610. La carcasa está dividida horizontalmente o axialmente, quedando en la mitad inferior las

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boquillas de succión y descarga. Esto facilita el mantenimiento al permitir abrir la bomba e inspeccionarla sin desconectarla de las tuberías. La figura N° 19-9 muestra el diagrama de una bomba doble succión, axialmente partida entre cojinetes, por lo general el impulsor de ellas es doble succión enfocado principalmente a la reducción del NPSHR.

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La figura N° 19-10 muestra el diagrama en corte de una bomba de una sola etapa, doble succión, axialmente partida, entre cojinetes (BB1). En ella se puede observar que el impulsor es doble succión, que las conexiones de succión y descarga se encuentran en la carcasa inferior lo que permite remover el rotor sin necesidad de desconectar las tuberías de procesos, esto es una de las grandes ventajas para el mantenimiento de las bombas axialmente partidas. Este modelo en particular es hecho siguiendo la norma ANSI B73.1, evidenciado en la fijación en el piso y en la brida de descarga que es lisa (Flat Face).

Figura N° 19-9.- Diagrama de una bomba axialmente partida, entre cojinetes, del tipo BB1. Fuente: http://www.alibaba.com/product-gs/287689547/Split_Case_Pump..

El flujo total es el que se calcula con el caudal entrando en cada lado del impulsor, resultando esta situación en una de las grandes ventajas de este diseño de bomba, ya que permite manejar grandes volúmenes relativos de fluido con NPSHR menor que otros diseños de bombas horizontales. Las principales limitaciones de estas bombas están en su discreto comportamiento con fluidos a altas temperaturas, debido al corte axial, el cual se puede deformar dificultando el sellado del fluido dentro de la bomba. Estas bombas típicamente están diseñadas para servicio con presiones de hasta 45 bars (650 psi) y temperaturas de 427 °C (800 °F). Este límite depende de ellas son completamente API 610 (con montaje central) o si son ASME B73.1 (montaje en el pie). Esta bomba se puede asumir como hidráulicamente balanceada. Ya que está previsto que entre a la bomba el mismo volumen de fluidos por cada uno de los dos ojos del impulsor, que están opuestos, lo que propicia que se resten las fuerzas hidráulicas axiales generadas por el paso del fluido por el impulsor y que van en direcciones opuestas. Existen casos donde esto no se cumple y está asociado a diseños deficientes de las tuberías de succión como por ejemplo, codos de succión que no cumplen con la distancia recta mínima, en las cuales este flujo no es uniforme causando sobre carga en los cojinetes axiales.

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Figura N° 19-10.- Diagrama en corte de una bomba doble succión axialmente partida entre cojinetes, del tipo BB1 API. Fuente: www.peerlessxnet.com/documents/B-1200.pdf

Ellas poseen cojinetes de empuje para equilibrar los esfuerzos no compensados hidráulicamente por la disposición doble succión del impulsor, y para actuar principalmente cuando la bomba trabaja fuera del BEP, donde se incrementa el desequilibrio de fuerzas axiales y las distorsiones del balance hidráulico de las fuerzas, estos cojinetes son generalmente de elementos rodantes y están colocados del lado no acople de la bomba.

19.5.- BOMBAS VERTICALES TIPO TURBINA El último diseño de bomba centrífuga a describir en este libro es las verticales multietapas tipo turbina, en estas bombas el motor está en la parte superior del arreglo fuera del fluido bombeado quedando los

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impulsores de la bomba sumergidos en el fluido que se desea bombear. Las bombas verticales tipo turbinas fueron diseñados originalmente para bombear agua desde pozos para uso agrícola y doméstico. La figura N° 19-11 muestra el diagrama de una bomba vertical tipo turbina.

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a la cual se encuentra sumergida en el líquido, mediante el aumento de la longitud del eje de la bomba. La figura N° 19-12 muestra un diagrama en corte de una bomba vertical, multietapas, tipo turbina.

Figura N° 19-12.- Diagrama en corte de una bomba vertical tipo turbina. Fuente: http://www.flowser.com......

Figura N° 19-11.- Fotografía de una bomba vertical tipo turbina. Fuente: http://www.bellgossett.com/productPages/Parts-Vertical-TurbinePumps.asp

Las bombas tipo turbina se emplean en la Industria Petrolera fundamentalmente para suministrar agua de procesos, para agua de servicios y como bombas de refuerzo de bombas de NPSHR mayor. En los diseños estándar su capacidad va de caudales bajos a medios. Las presiones máximas de trabajo están por el orden de las 28 bars (400 psi) dependiendo de la aplicación y el diseño. Las bombas verticales tipo turbinas están diseñadas para trabajar sumergidas, con ayuda de una columna, en el fluido que bombean, ellas tienen difusores por cada etapa, es decir que la transformación de la energía se realiza usando difusores en lugar del sistema de voluta. Con este arreglo se pueden lograr altas Eficiencias a altos caudales. El espacio horizontal ocupado por estas bombas es mínimo, no requieren cebado y el NPSHA disponible en el primer impulsor se puede ajustar aumentando o disminuyendo la profundidad

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Los cojinetes radiales de las bombas verticales tipo turbina son del tipo deslizamiento y están lubricados por el mismo fluido bombeado. Para servicios donde no es posible lubricar los cojinetes con el mismo fluido bombeado tales como los servicios de agua contaminada, el bombeo de líquidos con gran cantidad de sólidos o cuando las columnas son muy largas y precisan de pre-lubricación, existen soluciones para lubricación como por ejemplo la lubricación por aceite. Esta solución complica la configuración sencilla de la bomba, otra solución es la utilización de una fuente de agua limpia para lubricar los cojinetes tal como se trató en la sección de cojinetes radiales. Como se dijo en la sección de cojinetes por lo general los cojinetes de empuje de estas bombas están colocados en el motor eléctrico que la acciona. La principal limitación de este tipo de bomba es la temperatura de operación, que no debe ser alta,

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ya que por su configuración tienen tendencia a deformarse y a producir fallas prematuras. En el API 610 estas bombas son indicadas como VS (vertical suspended) y van desde la VS1 hasta VS7 incluyendo una gran variedad de diseños. En los aspectos que se deben destacar del API 610 que son aplicables a las bombas verticales es que la recomendación de la necesidad de usar los impulsores completamente cerrados no aplica para este tipo de bombas. Adicionalmente la norma indica que el eje debe ser fabricado en una sola pieza a menos que el comprador apruebe el uso de ejes seccionados. Otra variante es que las holguras de rodaje especificadas para las bombas horizontales no aplican para las bombas verticales. Las bombas electrosumergibles entran en la misma categoría, porque en esencia son bombas verticales tipo turbina, solo que el motor eléctrico es completamente sellado aprueba de agua y está sumergido en el líquido bombeado.

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20.- CARACTERISTICAS GENERALES Las bombas centrífugas deben preferirse a cualquier otro diseño de bomba, siempre que esto sea factible, por ser las bombas más flexibles, las que requieren menor inversión inicial y sus costos de mantenimiento son menores comparados con otro diseño de bombas en las mismas condiciones. Las bombas centrífugas cubren un amplio rango de caudales y presiones que van desde 1 hasta 3 18.000 m /h (5 hasta 80.000 gpm) y presiones diferenciales de menos de 1 bar a más de 400 bares (de 3 a 5.000 psi). El flujo es uniforme y libre de pulsaciones, por no poseer válvulas lo que las hace de funcionamiento suave. La principal limitación de las bombas centrífugas es su dificultad para manejar eficientemente altas viscosidades. Por la evaluación detallada de las características constructivas de las bombas centrífugas, tomando como referencia las experiencias en áreas industriales y en refinerías se determinó que las bombas que requieren menor esfuerzo en mantenimiento son las bombas verticales en línea clasificadas como OH3, OH4 y OH5 por el API 610, seguidas de las de succión frontal (OH1 y OH2), luego siguen las axialmente partidas, de una sola etapa, entre cojinetes, doble succión (BB1), las horizontales multietapas, axialmente partidas (BB3), de una sola etapa pero de alta velocidad con caja de engranajes integrada (OH6), horizontales multietapas radialmente partidas(BB2 y BB5), verticales de una sola etapa (VS2, VS3, VS4, VS5 y VS7) y las verticales multietapas (VS1 y VS6). Esto es solo referencial para tener una idea de la mantenibilidad del equipo a la hora de seleccionarlo es decir que siempre debemos tener en mente las bombas de succión frontal por ser las más económicas de costo inicial y ser de costos de mantenimiento relativamente reducido.

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EL AUTOR

José Miguel Acosta Pérez, es Ingeniero Mecánico egresado de la Universidad Simón Bolívar (USB) (Venezuela-1982); Especialista en Equipos Rotativos, Universidad Simón Bolívar (USB) (Venezuela-1990), Especialista en Gerencia de Proyectos, Universidad Católica Andrés Bello (UCAB) (Venezuela-2001), Especialista en Equipos para Producción de Petróleo On and Offshore, Universidade de Iguazu (UNIG) (Brasil-2010). Posee el cargo de Especialista en Mantenimiento en Petrobras UN Venezuela, asignado desde el 2006 a la Casa Matriz en Rio de Janeiro-Brasil. Se ha desempeñado como superintendente de Equipos Rotativos y del Departamento de Ingeniería Mecánica de PDVSA División de Oriente en Puerto La Cruz, superintendente de Equipos Rotativos y de Ingeniería de Mantenimiento de la Div., de Oriente de Lagoven en Maturín. Se ha especializado en bombeo y transporte de fluidos; a lo largo de su carrera se ha involucrado en proyectos para la conceptualización y construcción de oleoductos, plantas de inyección de agua, plantas compresoras, construcción de mejoradores de crudo, ampliación y actualización de refinerías, con amplia experiencia en toda la cadena de valor de producción y mejora de crudos pesados. Presta asistencia permanente a las áreas operativas en el análisis de fallas de equipos mayores, optimización y visualización de oportunidades de mejoras en instalaciones on y offshore. Trabajó como instructor invitado de cursos de pregrado y postgrado en la Universidad de Oriente en Puerto La Cruz. Contacto: [email protected]

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